- •Содержание
- •6. Расчет цепной передачи……….……………………………………………...21
- •Введение
- •1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода
- •2. Силовой расчет привода
- •3. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
- •4. Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи
- •5. Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи
- •5.1. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность
- •5.2. Проверка передачи на изгибную выносливость зубьев
- •5.3. Геометрические характеристики зацепления
- •5.4. Ориентировочная оценка кпд редуктора
- •5.5. Определение усилий, действующих в зацеплении
- •6. Расчет цепной передачи Проектный расчет
- •7. Выбор муфты
- •8. Проектный расчет валов
- •8.1 Проектный расчет быстроходного вала
- •8.2 Проектный расчет тихоходного вала
- •8.3. Расчет вала на выносливость
- •9.Расчет подшипников
- •9.1. Тихоходный вал
- •9.2. Быстроходный вал
- •10.Расчет на прочность шпоночного соединения
- •11. Выбор смазки
- •12. Техника безопасности
- •Список литературы
- •Фгбоу впо «Брянский государственный технический университет»
- •Привод к горизонтальному валу
- •Руководитель
4. Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи
Проектировочный расчет выполняем по ГОСТ 21354-75, в следующей последовательности.
1) Находим межосевое расстояние:
где Кa – вспомогательный коэффициент, МПа1/3.
Согласно ГОСТ 21354-87 для косозубых передач МПа1/3;
U – передаточное число рассчитываемой ступени редуктора: ;
Т2 ном – номинальный крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи, Нм: Нм;
КH' – ориентировочное значение коэффициента концентрации контактных напряжений по площади контакта зубьев взаимодействующих колес, определяется по графикам КH'=1.2;
, коэффициент относительной ширины зубьев колес, величину которого регламентирует ГОСТ 2185 – 66:
где bw – рабочая ширина зубчатых венцов колес;
aw – межосевое расстояние передачи;
HР – расчетное значение допускаемых контактных напряжений, МПа.
HР=554,55 МПа.
Определяем межосевое расстояние:
Тогда согласно ГОСТ 2185-66 принимаем межосевое расстояние равным: .
2) Рабочая ширина зубчатого венца колеса:
.
Рабочая ширина зубчатого венца шестерни:
.
По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения, получаем: ;
3) Назначаем величину нормальн ого модуля зубьев колес по рекомендуемым [5, c. 156] соотношениям:
Согласно ГОСТ 9563-80 принимаем .
4)Определим число зубьев шестерни:
– угол наклона зубьев, принимаемый в первом приближении для косозубых передач 10...12: .
.
Принимаем =23
Определяем число зубьев колеса: .
Принимаем
Получаем:
5)Определяем фактическое передаточное число :
Допускается отклонения ±4%.
6) Уточняем значение делительного угла наклона зубьев:
.
Найденное значение угла должно лежать в рекомендуемом пределе 8...20.
7) Определяем делительные диаметры:
шестерни: ;
колеса: .
8) Проверка межосевого расстояния:
, стандартное =100мм
5. Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи
5.1. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность
(Проверочный расчет передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75)
1. Расчетная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость зубьев имеет вид:
, где
ZН – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.
ZM – коэффициент, учитывающий упругие свойства материалов зубьев сопряженных зубчатых колес, МПа1/2
– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Ft ном – номинальное значение окружного усилия передачи равно:
U – фактическое передаточное число рассчитываемой ступени редуктора;
b2 – ширина колеса, мм.
d1 – делительный диаметр зубьев шестерни, мм.
КH – коэффициент нагрузки зубьев контактными напряжениями
- минимальное допускаемое напряжение из 2, и , МПа.
2. Определяем коэффициента.
, где -угол наклона зубьев; -угол зацепления.
При коэффициенте смещения инструмента имеем , угол зацепления , имеем .
В нашем случае
, где -приведенный модуль упругости;
-коэффициент Пуассона;
, здесь -модули упругости материалов шестерни и колеса.
Для пары стальных колес имеем МПа; , тогда
, где -коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев в косозубых передачах.
Значение принимается в зависимости от коэффициента осевого перекрытия
.
, Следовательно =0,9.
Находим , ;
В нашем случае: ,
Тогда .
3. Окружная сила
, где и - крутящие моменты на шестерне и колесе соответственно.
Имеем:
, Принимаем .
4. Коэффициент нагрузки
, где -коэффициент внешней динамической нагрузки; -коэффициент концентрации нагрузки; - коэффициент динамической нагрузки.
Определяем коэффициент концентрации нагрузки .
Для прирабатывающихся колес(хотя бы одно из колес имеет твердость Н <350 НВ, обычно Н2 <350 НВ) коэффициент концентрации нагрузки. При переменной нагрузке, по таблице «Значение начального коэффициента концентрации нагрузке =(1-Ҳ) Ҳ, где
-коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбираемый по таблице в зависимости от и расположения шестерни относительно опор ее вала;Ҳ- коэффициент учитывающий влияние переменного режима нагружения на степень прирабатываемости колес.
Ҳ=∑(Тi/Tном)(ti/t)
здесь Тi - крутящий момент на i-й ступени блока нагружения; ti-время действия крутящего момента i-й ступени блока нагружения; Тном - номинальный момент; t - срок службы передачи.
В нашем случае имеем прирабатывающиеся колеса, работающие при переменной нагрузке: , тогда по таблице К0Нβ=1,14
Определяем коэффициент динамической нагрузки .
Значение коэффициента принимаются по табл. в зависимости от расположения зубьев колес, окружной скорости колес, твердости рабочих поверхностей зубьев, степени точности передачи.
Степень точности передачи выбирается в зависимости от окружной скорости колес и наличия особых требований к передачи; к уровню шума, точности вращения и т.п.
Находим окружную скорость:
V – окружная скорость колес, м/с, вычисляется по формуле:
,
При таком значении скорости принимаем 8-ую степень точность. Тогда
Допускаемые напряжения и определены. Т.о. имеем:
Недогрузка передачи составляет:
.