- •Задания и методические указания к выполнению курсового проекта
- •051000.62 Профессиональное обучение (по отраслям)
- •1. Исходные данные
- •2. Выбор электродвигателя. Расчет кинематических и энергосиловых параметров редуктора
- •2.1. Выбор электродвигателя
- •2.2. Определение передаточного числа редуктора
- •2.3. Определение мощности и вращающих моментов на валах
- •3. Выбор муфт
- •4. Расчет передачи редуктора
- •4.1.1. Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений
- •4.1.2. Определение расчетного крутящего момента
- •4.1.3. Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи
- •4.1.4. Определение сил в зацеплении
- •4.1.5. Проверка зубьев колес на прочность по контактным напряжениям
- •4.1.6. Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба
- •4.1.7. Определение фактической скорости в зацеплении
- •4.2.Расчет конической зубчатой передачи с прямыми зубьями
- •4.2.1. Расчет основных геометрических параметров
- •4.2.2. Определение сил в зацеплении
- •4.2.3. Проверка зубьев колес на прочность по контактным напряжениям
- •4.2.4. Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба
- •4.2.5. Определение фактической скорости в зацеплении
- •4.3 Расчёт червячной передачи
- •4.3.1. Выбор материала червяка и червячного колеса
- •4.3.2. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
- •4.3.3. Расчёт основных геометрических параметров
- •4.3.4. Определение сил в зацеплении
- •4.3.5. Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям
- •4.3.6.Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
- •4.3.7. Определение кпд передачи
- •4.3.8.Тепловой расчёт
- •Литература
4.1.2. Определение расчетного крутящего момента
Проектный расчет зубчатой передачи можно выполнять как по крутящему моменту на входном, так и на выходном валу. Расчётные крутящие моменты на выходном (тихоходном) валу, Н∙м:
, (4.3)
где Т2 - номинальный крутящий момент на тихоходном валу (см. раздел 2).
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий. Если колёса полностью прирабатываются (НВ ≤ 350), то можно принять .
коэффициенты динамичности, зависящие от окружной скорости в зацеплении и от степени точности изготовления. Значения приведены в табл.10.
Для редукторов общего назначения можно предварительно принять 8-ю степень точности, как более экономичную; окончательное решение принимается после расчета геометрических параметров и фактической окружной скорости в зацеплении.
Таблица 10
Значение коэффициентов динамичности КНV [4, с.19]
Степень точности |
Окружная скорость, м/с |
| ||||
Цилиндрическая |
Коническая | |||||
прямозубая |
косозубая |
прямозубая | ||||
7 8 |
до 10 до 6 |
до 15 до 10 |
до 5 до 2 |
1,2 1,4 |
4.1.3. Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи
1). Ориентировочное значение межосевого расстояния аw определяют из условия контактной выносливости.
Межосевое расстояние, мм [1, с.21 ]
, (4.4.)
где К 1 = 495 - для передач с прямыми зубьями;
К 1 = 430 - для передач с косыми и шевронными зубьями.
Коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию Ψba
Таблица 11
Значение коэффициента ширины зубчатого венца колеса [1, с.20]
Вид передачи |
Коэффициент ширины |
Прямозубая или косозубая |
Шевронная |
Цилиндрическая
|
|
0,2; 0,25; 0,315; 0,4
|
0,4; 0,5; |
Вычисленное значение межосевого расстояния aw необходимо сравнить со стандартным рядом и принять ближайшее стандартное (табл. 12).
Таблица 12
Межосевое расстояние зубчатых передач по ГОСТ 2185-66
aw |
I ряд |
80 |
100 |
125 |
160 |
200 |
250 |
315 |
400 |
500 |
II ряд |
90 |
112 |
140 |
180 |
225 |
280 |
355 |
450 |
660 |
Примечание. Первый ряд следует предпочитать второму.
2). Значения модуля зубчатых колес вычисляют по соотношению
m = (0,01 …0,02)·aw , (4.5)
после чего принимают стандартное значение по ГОСТ 9563-80.
Таблица 13
Модули зубчатых передач
m |
I ряд |
1,5 |
2 |
2,5 |
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
10 |
II ряд |
1,75 |
2,25 |
2,75 |
3,5 |
4,5 |
5,5 |
7 |
9 |
11 |
Примечание. Первый ряд следует предпочитать второму.
Для косозубой и шевронной передачи стандартным считается нормальный модуль mn .
3). Суммарное число зубьев передачи zΣ = z1 + z2 ,
где z1 - число зубьев шестерни; z2 - число зубьев колеса.
(4.6)
(число зубьев необходимо округлить до ближайшего целого числа).
Для косозубой передачи угол наклона зубьев предварительно можно взять β = 10°, а для шевронной - 30°. Затем величину угла уточняют
(4.7)
Вычисление cos надо выполнять с точностью до пяти цифр после запятой.
4). Фактическое передаточное число редуктора не должно отличаться от принятого стандартного, более чем на ± 4%
Δu = . (4.8)
5). Делительные диаметры шестерни d1 и колеса d2 :
(4.9)
(Для прямозубой передачи cos β = cos0o = 1) .
Правильность выполненных расчетов проверяют по соотношению
(4.10)
Если межосевое расстояние получилось равным стандартному значению без округления, то это означает, что делительные диаметры рассчитаны правильно. В противном случае необходимо уточнить величину cos β и повторить расчет.
6). Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
(4.11)
7). Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
(4.12)
Ширина зубчатого венца колеса и шестерни, соответственно
;(4.13)
Полученные значения ширины колеса и шестерни следует округлить до целого числа по нормальным линейным размерам.