- •1.2.Определяем передаточное число привода и его ступеней
- •1.3 Определяем силовые и кинематические параметры привода
- •2.2. Определение контактных и изгибных напряжений
- •2.3Проектный расчет червячной передачи
- •2.4 Проверочный расчет червячной передачи
- •3.2 Определение допускаемых контактных напряжений.
- •3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба , .
- •3.4.Проектный расчет зубчатой передачи.
- •3.5Проверочный расчет зубчатой передачи.
- •4.2.Определение сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.
- •5.3.3. Определим геометрические параметры тихоходного вала
- •7.2 Определение реакций в опорах подшипников промежуточного вала
- •7.3 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала
- •9.1.2 Определим напряжения в месте червяка , , по формуле [1]
- •9.2 Проверочный расчет промежуточного вала
- •9.3 Проверочный расчет тихоходного вала
- •10 Проверочный расчет подшипников
- •11 Тепловой расчет редуктора
- •12 Расчет элементов крышки редуктора
- •1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода……….………………….
3.5Проверочный расчет зубчатой передачи.
.Проверим межосевое расстояние ,мм, по формуле [1]
= (90)
= = 225 мм
Проверим контактные напряжения Н/мм2 , по формуле [1]
, (91)
где - вспомогательный коэффициент, [1];
- окружная сила в зацеплении, Н, по формуле [1]
= (92)
= =9493,76 Н
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи в зависимости от окружной скорости , м/с, по формуле [1]
= (93)
= =0,3м/c
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (равная 9), ;
,
.
Допускается недогрузка передачи не более 10% и перегрузка
не более 5%.
Проверим передачу на процент недогруза по формуле [1]
= 100 . (94)
= 100 = .
Условие контактной прочности выполняется.
Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни , и колеса , , по формулам [1]
(95)
(96)
где m – модуль зацепления, мм;
- ширина зубчатого венца колеса, мм;
- окружная сила в зацеплении, Н;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Зависит от степени точности передачи(равная 9) ;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающих зубьев колес ;
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи ;
и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются
в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса , определяющихся по формулам [1]
= , (97)
= ; (98)
= = 18,74
Для ;
= = 135,34
Для ;
- коэффициент, учитывающий наклон зуба по формуле [1]
(99)
= 0,933
и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, .
;
= .
При проверочном расчете значительно меньше , это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.
4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
4.1.Определение сил в зацеплении червячной передачи
Определение сил в зацеплении червячной передачи определяется с помощью расчетной схемы на рисунке 1
Рисунок 1-Расчетная схема
Окружная сила червяка , Н , по формуле [1]
= , (100)
= = 835,94 Н
где – вращающий момент на тихоходном валу,Нм;
- делительный диаметр червяка, мм.
Осевая сила червяка , Н: .
Окружная сила в зацеплении червячного колеса , Н, по формуле [1]
= , (101)
= = 2482,73 Н
где - вращающий момент на промежуточном валу,Нм;
- делительный червячного колеса, мм.
Радиальная сила в зацеплении червячного колеса , Н, по формуле [1]
, (102)
Н
– угол зацепления,градус,
Осевая сила червячного колеса .