- •Содержание Введение………………………………………………………………………………………..4
- •3.2. Расчёт цилиндрической, быстроходной ступени……………………………..15
- •3.3. Компановка редуктора…………………………………………………………..23
- •4.2. Расчет промежуточного вала……………………………………………………28
- •1.Кинематический расчёт
- •1.5 Определение крутящего момента на валах привода.
- •2. Проектирование ремённой передачи
- •3. Проектирование и расчёт редуктора
- •3.1.3.Расчёт межосевого расстояния.
- •3.1.4. Предварительные основные размеры колеса.
- •3.1.5. Модуль передачи.
- •3.1.6.Суммарное число зубьев наклона
- •Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
- •3.2. Расчёт цилиндрической, быстроходной ступени
- •3.2.3. Расчёт межосевого расстояния.
- •3.2.4. Предварительные основные размеры колеса.
- •3.2.5. Модуль передачи.
- •3.2.6. Суммарное число зубьев наклона
- •Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
- •Компановка редуктора
- •Вычисление расстояния между деталями передачи
- •Выбор типа подшипника и схемы их установки
- •3.3.3. Определение диаметров валов.
- •4. Расчет деталей редуктора
- •4.1. Расчет тихоходного вала
- •4.1.4. Расчет на статическую прочность вала.
- •4.2. Расчет промежуточного вала
- •4.3. Расчет быстроходного вала
- •Расчет подшипников тихоходного вала.
- •4.6 Расчет подшипников быстроходного вала.
- •Подшипник 2205 пригоден
- •9. Подбор муфты.
3.2.4. Предварительные основные размеры колеса.
Делительный диаметр: мм
Ширина: мм
3.2.5. Модуль передачи.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:мм
Минимальное значение модуля mmin, мм, определяют из условия прочности:
мм, где
= 2,8103т. к. передача косозубая
= 248допускаемое напряжение на изгиб (меньшее)
T1– вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Нм;
b2= 80мм – ширина колеса;
межосевое расстояние, в мм;
коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба
= 1,12коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику напряжения;
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;
KH0= 1,06
= 2коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями;
Полученный модуль округляют до стандартного m= 1,5 мм
3.2.6. Суммарное число зубьев наклона
Минимальный угол наклона косозубых колёс: 5,5
Суммарное число зубьев: зуб.
Действительное значение угла :
Число зубьев шестерни и колеса.
Шестерня:
, где
= 17
зуб.
Колесо:
z2 =zS–z1 = 165 – 35 = 130
3.2.7. Фактическое передаточное число.
3.2.8. Диаметры колёс.
Делительные диаметры d:
шестерни мм
колеса внешнего зацепления мм
число зубьев шестерни, в зуб
число зубьев колеса, в зуб
действительный угол наклона колёс,в
межосевое расстояние, мм
Диаметры daиdf окружностей вершин и впадин зубьев колёс внутреннего зацепления:
мм
мм
мм
мм
x1иx2коэффициенты смещения у шестерни и колеса,y= -(aw-a)/m– коэффициент воспринимаемого смешения. Равны нулю т. к. число зубьев колёс больше минимального.
Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям
МПа
=8400для косозубых передач
3.2.9.Силы в зацеплении
Окружная: Н
Радиальная: Н
3.2.10. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса
= 3,59коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведённого числаzv =z/cos3= 134 зубьев и коэффициента смещения длявнешнего зацепления(табл.2.10., стр 24).
= 1-/100 = 0,9коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче;
= 0,65коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;
коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба;
Ft= 3170 – окружная сила;
b2= 62,5 мм – ширина колеса;
m– модуль;
МПа
в зубьях шестерни
МПа
= 3,75коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведённого числаzv =z/cos3= 36 зубьев и коэффициента смещения длявнешнего зацепления(табл.2.10., стр 24).
Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки
Kпер=Tпик/T= 1,8/1 =1,8 ; где
Т = Т1 =Тmax, Нм
Тпик= 1,8
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя:
МПа
= 2,8т = 5402,8 = 1512 МПа
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба не должно превышать допускаемое:
Шестерня:
МПа
= 285 МПанапряжение изгиба, вычисленное при расчётах на сопротивление усталости
МПа, где
= 1,75HBср =2851,75 = 498 МПапредел выносливости при изгибе;
=4
= 1,2коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки
Sst= 2 – коэффициент запаса прочности
Колесо:
МПа
= 1,75HBср =2481,75 = 434 МПапредел выносливости при изгибе;
= 248 МПанапряжение изгиба, вычисленное при расчётах на сопротивление усталости
= 4
= 1,2коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки
Sst= 2 – коэффициент запаса прочности