- •Введение
- •1. Основные этапы курсового проектирования
- •2. Расчет привода исполнительного механизма
- •2.1. Расчет и выбор электродвигателя
- •3. Мощности на валах
- •4. Ременные передачи
- •4.1 Расчет ременных передач
- •4.2 Расчет сил ременных передач
- •4.3. Напряжения в ременных передачах
- •5. Цепные передачи
- •5.1. Расчет цепной передачи
- •6. Расчет зубчатых передач
- •7. Расчет коническо-цилиндрического редуктора
- •7.1. Расчет конической передачи
- •8. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- •9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •10. Расчет червячных передач
- •11. Ориентировочный расчет валов
- •12. Расчет валов по эквивалентному моменту
- •12.1. Расчет быстроходного вала
- •12.2. Расчет промежуточного вала редуктора
- •15. Расчет валов зубчато-червячного редуктора
- •15.1. Расчет быстроходного вала
- •15.2. Расчет промежуточного вала
- •15.3. Расчет тихоходного вала червячного редуктора
- •16. Расчет вала на прочность
- •13. Выбор подшипников качения для быстроходного вала коническо-цилиндрического редуктора
- •15.1. Расчет подшипников тихоходного вала
- •14. Расчет шпоночных соединений
- •17. Конструирование элементов корпуса редуктора
- •18. Смазывание. Смазочные устройства и уплотнения
- •19. Выбор муфты и расчет ее элементов
- •19.1. Муфта упругая втулочно-пальцевая
- •Библиографический список
7. Расчет коническо-цилиндрического редуктора
По кинематической схеме привода определить параметры коническо-цилиндрического редуктора (рис. 9).
Рис. 9. – Кинематическая схема привода
с коническо-цилиндрическим редуктором:
1 – электродвигатель; 2 – ременная передача;
3 – коническо-цилиндрический редуктор;
4 – муфта фрикционная
7.1. Расчет конической передачи
Материал зубчатых колес Сталь 40ХН, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ до твердости HRC 48....53 [2].
Время работы передачи при коэффициенте суточного использования Ксут = 0,7 и годового использования Кгод =0,8.
Время работы передачи:
,
где k – срок службы привода.
Число циклов перемены напряжений для колеса:
,
для шестерни:
.
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете по контактным напряжениям:
,
где НRCср50=HBcр480.
Коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжениям.
Так как
N1NHO, то KHL1=1
N2NHO, то KHL2=1
Базовое контактное напряжение:
– для шестерни;
– для колеса.
Допускаемое контактное напряжение:
.
Базовое число циклов перемены напряжений при изгибе:
NFO=4106.
Коэффициенты долговечности при расчете по изгибу:
N1NFO, то KFL1=1,
Так как
N2NFO, то KFL2=1.
Допускаемые напряжения при изгибе:
.
Диаметр внешней делительной окружности колеса:
,
где vH = 1 – для прямозубых колес;
vH =1,85 – для колес с круговым зубом;
KHv = 1,2 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагрузки для прямозубых колес с твердостью больше 350 HB;
KHβ =1+2bd/S – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, а – коэффициент ширины, S = 2 – индекс схемы (см. рис. 12).
Геометрические параметры передачи показаны на рис. 10.
Пример выполнения вал шестерни конической приведен в приложении 16.
Рис. 10. Геометрические параметры передачи
Углы делительные конусов:
,
.
Конусное расстояние:
.
Ширина колес:
.
Модуль передачи:
,
где KFβ = 1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при изгибе для прямозубых колес;
KFβ = 1,08 – для колес с круговым зубом;
vF = 0,85 – для прямозубых колес;
vF = 1 – для колес с круговым зубом.
Числа зубьев
колеса ;
шестерни .
Фактическое передаточное число
.
Отклонение от заданного числа не должно быть больше 4 %
.
Окончательные значения размеров колес.
Углы делительных конусов колеса и шестерни:
;
.
Делительные диаметры колес:
,
.
Внешние диаметры колес:
,
.
Расчет сил в зацеплении (рис. 11).
Рис. 11. Силы в зацеплении
Силы в зацеплении для колес с прямым зубом:
Окружная сила на среднем диаметре колеса
,
где dm2 = 0,857de2 – средний диаметр колеса.
Осевая сила на шестерни
,
где =20 – угол зацепления, tg 20=0,364.
Радиальная сила на шестерне
.
Осевая сила на колесе
Fa2=Fr1.
Силы в зацеплении для колес с круговым зубом:
Окружная сила на среднем диаметре колеса
,
где dm2 = 0,857de2 – средний диаметр колеса.
Осевая сила на колесе
Fa2=Fr1=Ft2(0,44 cos – 0,7sin ).
Радиальная сила на колесе
Fr2=Fa1= Ft2(0,44 sin + 0,7 cos ).
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Напряжения изгиба в зубьях колеса
.
Напряжение изгиба в зубьях шестерни
.
Значения коэффициентов YFS1 и YFS2, учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений.
Для колес изготовленных без смещения
z 17 20 25 30 40 50 60 80 100 180
YF 4,27 4,07 3,9 3,8 3,7 3,65 3,63 3,61 3,6 3,62
Расчетные напряжения изгиба меньше допускаемых, что удовлетворяет условиям прочности.
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
,
где – выбирается по табл. 14.
Расчетное контактное напряжение лежит в интервале:
.