- •4. Расчет валов.__________________________________________________ 13
- •5. Основные конструктивные размеры редуктора. ______________________26
- •Спецификация _________________________________________________31 Задание на проектирование
- •Введение
- •1. Расчет кинематических и энергетических параметров
- •1.1 Выбор электродвигателя
- •1.2 Общее передаточное число привода
- •1.3 Частоты вращения валов
- •1.4 Мощности, передаваемые валами.
- •1.5 Крутящие моменты, передаваемые валами.
- •2. Расчет зубчатой передачи
- •2.1. Выбор материалов зубчатых колес
- •2.2. Определение допускаемых напряжений
- •2.3. Проектный расчет передачи
- •2.4. Проверочный расчет передачи
- •2.5. Силы в зубчатой передаче
- •3. Расчет клиноременной передачи.
- •4. Расчет валов.
- •4.1. Предварительный расчет валов.
- •4.2. Эскизная компоновка валов.
- •4.3. Подбор и проверка шпонок
- •4.4 Конструктивные размеры зубчатого колеса.
- •4.5 Расчетные схемы валов. Опорные реакции. Эпюры изгибающих моментов.
- •4.6 Подбор подшипников. Проверка долговечности выбранных подшипников.
- •4.7. Уточненный расчет валов
- •Определение опорных реакций
- •Моменты в опасном сечении
- •Определение опорных реакций
- •Моменты в опасном сечении
- •5. Конструктивные размеры редуктора
- •5.1. Выбор болтов
- •5.2. Расчет элементов корпуса
- •6. Смазка редуктора.
- •6.1.Выбор сорта масла
- •6.2. Смазка подшипников.
- •6.3. Смазка колес.
- •7. Сборка редуктора.
- •Заключение
- •Библиографический список
2.3. Проектный расчет передачи
2.3.1. Межосевое расстояние передачи определим по формуле
aw = Ka•(u + 1) ,
где Ka = 410 для косозубых передач.
Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач принимаем =0.4 (ряд на с.1). На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки КН=1.2. Тогда
aw =410•(2.8+1) = 116.84 мм.
Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл.2): aw=125 мм.
2.3.2. Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения
Рекомендуемый диапазон для выбора модуля mn=(0.01…0.02)•aw.
mn=(0.01…0.02)•125=1.25…2.5 мм.
Из полученного диапазона выберем стандартный модуль mn=2 мм по табл.1, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.
Суммарное число зубьев передачи:
Z = = =122.25,
Полученное значение Z округляем до ближайшего целого числа Z =122 и определяем делительный угол наклона зуба по формуле:
= arccos =arccos =
Число зубьев шестерни:
Z1= = =32,1.
Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1=32.
Число зубьев колеса: Z2= Z - Z1=122-32=90.
Фактическое передаточное число: uф= = =2,813.
При u 4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5%.
u=100 =100 =0.46%<2.5%.
Если Z1> 17, то принимают коэффициенты смещения x1=0, x2=0.
2.3.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле
bw2= •aw =0.4•125=50 мм.
Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с.6: bw2=50 мм. Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2…5 мм больше чем bw2. Примем bw1=55 мм.
Определим диаметры окружностей зубчатых колес:
делительные окружности dj= ,
d1= =65.574 мм, d2= = 184.426 мм,
окружности вершин зубьев daj = dj+2 m (1+xj),
da1 =65.574 +2•2=69.574мм, da2 =184.426 +2•2=188.426мм,
окружности впадин зубьев dfj = dj-2 m (1.25- xj),
df1 =65.574 -2•2•1.25=60.574мм, df2 =184.426 -2•2•1.25=179.426 мм,
2.3.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
V= = =2.48 м/с.
Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст=8 (табл.8), учитывая, что nст=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.
2.4. Проверочный расчет передачи
2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев
Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу
= ,
где Z = 8400 для косозубых передач.
Коэффициент контактной нагрузки определим по формуле КН = KHα KHβ КНV,
где KHα - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,
KHβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,
КНV – динамический коэффициент.
Коэффициент KHα найдем по формуле: KHα =1+A•(nст-5)•К ,
где А=0.15 для косозубых передач, К - коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Если НВ2 350, то К равен:
К =0.002•НВ2 + 0.036•(V-9) =0.002•177.5+0.036• (2.48 -9)= 0.1203.
Тогда KHα =1+0.15•(8-5)• 0.1203=1.054.
Коэффициент KHβ определим по формуле: KHβ = 1+ (K -1) К ,
где K - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Найдем коэффициент ширины венца по диаметру :
=0.5 (u + 1)=0.5•0.4• (2.8+1)=0.76.
По значению методом интерполяции определим K =1.05 по табл. 9, тогда
KHβ = 1+ (1.05-1) •0.1203=1.01,
Коэффициент КНV=1.05 определим методом линейной интерполяции по табл.9.
Окончательно найдем КН и :
КН = 1.054•1.01•1.05=1,128,
= =332.606 МПа.
Поскольку < HP, выполняем расчет недогрузки по контактным напряжениям
=100 =100 =11.13%<15%.
2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев
Для определения напряжения изгиба в зубе шестерни используем формулу:
.
Коэффициент формы зуба при xj=0 равен:
YFj=3.47+ , где ZVj= - эквивалентное число зубьев:
ZV1= =34.375, ZV2= =97.059,
YF1=3.47+ =3.854, YF2=3.47+ =3.606.
Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность, для косозубых передач. Коэффициент нагрузки при изгибе определим по формуле:
KF = KFα KFβ KFV.
Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:
KFα =1+0.15•(nст-5), KFβ = 0.18+0.82 K , KFV = 1+1.5•(KHV-1) при НВ2 <350.
В результате получим
KFα =1+0.15•(nст-5)=1+0.15• (8-5)=1.45,
KFβ = 0.18+0.82•1.05=1.025,
KFV = 1+1.5•(1.048-1)= 1.074,
KF =1.45•1.025•1.074=1.596.
Тогда =3.854•0.52• =48.2 МПа < .
Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:
= =49.6МПа < .