- •Графическая часть:
- •2.Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода...5
- •1. Назначение и краткое описание привода
- •2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
- •2.1 Выбор электродвигателя.
- •2.2. Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода.
- •2.3 Силовой расчет привода
- •2.4 Мощность на валах привода
- •3. Проектирование редуктора.
- •3.1 Расчет зубчатой передачи на прочность
- •3.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.
- •3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни
- •3.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •3.1.4 Определение предельно допускаемых напряжений
- •3.1.5. Определение межосевого расстояния
- •3.1.10 Геометрические размеры колес
- •3.1.17 Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках
- •3.1.18 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
- •3.1.19. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках
- •3.2. Ориентировочный расчёт валов редуктора.
- •3.3 Определение конструктивных размеров шестерни и колеса
- •3.5 Выбор смазки подшипников и зацепления.
- •3.6 Определение основных размеров корпуса редуктора
- •3.7 Первый этап компоновки редуктора
- •Расчет цепной передачи (роликовая цепь)
- •3.8.3. Шаг цепи определяется по формуле:
- •Определение расчетного давления:
- •3.8.5 Определение числа звеньев цепи
- •3.8.7 Определение диаметра делительных окружностей звездочки
- •3.8.8 Силы, действующие на цепь
- •3.8.9 Проверка коэффициента запаса прочности
- •3.9 Проверка долговечности подшипников
- •3.9.2 Ведомый вал редуктора.
- •Проверка прочности шпоночных соединений.
- •3.11 Выбор уплотнений валов
- •3.12 Выбор крышек подшипников
- •3.13 Уточненный расчет валов
- •3.13.1 Ведущий вал.
- •3.13.2 Ведомый вал
- •3.14 Посадки основных деталей редуктора
- •3.15 Сборка редуктора
- •4. Выбор муфты
- •5. Требования техники безопасности
- •Библиографический список
3.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:
[σ]F=σFlimb·КFL· /SF,
где σFlimb- предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов нагружения, МПа;
σFlimb1=1,35(НВ)+100= 1,35·300+100 = 505 МПа;
σFlimb2=1,35(НВ)+100= 1,35·270+100 = 464,5 МПа;
КFL- коэффициент долговечности; SF- коэффициент безопасности; SF=1,65, [3, табл.3]; коэффициент долговечности определяется по формуле:
,
где m – показатель степени, зависящий от твердости; m=6 при твердости <350НВ; NFE – эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи: NFE1= =2541·106 циклов.
NFE2=60·n2·tΣ·с=635,2·106 циклов.
Значения КFL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< КFL>2,08 при твердости (<350НВ). Принимаем КFL1=1; КFL2=1.
[σ]F1=505·1·/1,65=306 МПа;
[σ]F2=464,5·1·/1,65= 281,5 МПа;
3.1.4 Определение предельно допускаемых напряжений
При кратковременных перегрузках предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям:
[σ]Нпр=2,86·σт ;
где σт – предел текучести, МПа, σт=750 МПа, [σ]Нпр= 2145 МПа;
[σ]Fпр=0,8·σт ; [σ] Fпр= 600 МПа.
3.1.5. Определение межосевого расстояния
Межосевое расстояние определяется по формуле:
,
где u – передаточное число редуктора , u=iз.п. =4,0
А – численный коэффициент, А=310 для прямозубых передач;
[σ]Н – допускаемое контактное напряжение, МПа, [σ]Н=554,5 МПа;
Т2 – вращающий момент на валу колеса, Н·мм, Т2=448,4·103 Н·мм,
ψba – коэффициент ширины зубчатого венца колеса,
ψba=0,25 для прямозубых колес;
КН – коэффициент нагрузки;КН= КНα· КНβ ·КНV,
где КНα- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; для прямозубых передач КНα=1,0;
КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, КНβ =1,1, [3, табл.4];
КНV – коэффициент динамичности нагрузки, КНV=1…1,1; принимаем КНV=1,05
КН= 1,0·1,1·1,0=1,15 .
Принимаем аw по ГОСТ 2185-66: аw=180мм
3.1.6 Выбор модуля зацепления
При твердости зубьев шестерни и колеса <350НВ:
m=(0,01…0,02)aw, = (0,01…0,02)·180=1,8 …3,6 мм.
Принимаем стандартное ближайшее значение модуля зацепления по ГОСТ 9563-80 m=2 мм.
3.1.7 Определение суммарного числа зубьев
zΣ=z1+ z2=2aw/mn = 2·180· /2 =180 .
3.1.8. Определение числа зубьев шестерни и колеса
Шестерня: z1=zΣ/(u+1)=180/5= 36
Колесо : z2= zΣ- z1= 180-36=144.
3.1.9 Проверка межосевого расстояния
aw1 =0,5(z1+ z2) mn1 =0,5·180·2=180мм.
3.1.10 Геометрические размеры колес
Делительные диаметры:
d1=z1· mn = 36·2=72 мм,
d2=z2· mn = 144·2=288 мм.
Диаметры вершин зубьев:
dа1= d1+2 mn = 72+2.2=76 мм,
dа2= d2+2 mn = 288·2.2=292мм.
Диаметры впадин зубьев:
df1= d1-2,5 mn = 72-2,5., 2=67 мм,
df2= d2+2,5 mn = 288-2,5.2=283 мм.
3.1.11 Ширина зубчатого венца
Ширина зубчатого венца определяется по формуле:
b2=ψba· aw, мм,
где ψba – коэффициент ширины зубчатого венца, ψba=0,25; aw- межосевое расстояние, мм.
b2= 0,25·180=45 мм.
Ширина зубчатого венца шестерни определяется по формуле:
b1= b2+(5…10)мм,
b1= 45+5=50 мм
3.1.12 Проверка правильности принятых значений размеров заготовок
Диаметр заготовки для шестерни определяется по формуле:
dзаг1= dа1+(5…10)мм,
dзаг1= 76+6=82 мм, dзаг2= 292+6=298 мм.
Ширина заготовки для зубчатого венца колеса определяется по формуле:
bзаг2= b2+(5…10)мм,
bзаг1= 45+5=50 мм, bзаг2= 50+5=55 мм.
Толщина заготовки для обода колеса определяется по формуле:
Sзаг2=5mn+(7…10) мм,
заг21= 5·2+5=15мм
Размеры заготовок для зубчатых колес соответствуют ранее принятым.
3.1.13 Определение окружной скорости в зацеплении
Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:
v=π·d1·n1/(60·1000) , м/с,
где d1 – делительный диаметр шестерни, мм, d1=72 мм, n1 – частота вращения шестерни, мин-1; n1=1465 мин-1
V=3,14·72·1465/60·1000=5,5м/с
3.1.14 Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости
По ГОСТ 1643-81 при скорости V=5,5м/с принимаем 8-ю степень точности.
3.1.15 Уточнение коэффициента нагрузки
Уточнение коэффициента нагрузки осуществляется по формуле:
КН= КНα· КНβ ·КНV,
КНα=1,0; КНβ=1,02, [3, табл.7]; КНV=1,45 [3, табл.8]
КН= 1,0·1,02·1,45=1,47.
3.1.16 Проверка величины расчетного контактного напряжения
Расчетное контактное напряжение определяется по формуле:
,
МПа
Полученное значение расчетного напряжения должно находиться в пределах (0,8…1,05) [σ]Н=443,2….582,2 МПа, условие выполняется.