- •1 Схема привода
- •2 Кинематический расчёт и выбор электродвигателя
- •2.1 Общий кпд привода
- •2.2 Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач
- •2.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора
- •2.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора
- •3 Расчет плоскоременной передачи
- •4 Расчёт и конструирование редуктора
- •4.1 Материалы червяка и червячного колеса
- •4.2. Определение геометрических и кинематических параметров червячной передачи
- •4.2.1 Проверочный расчет зубьев колеса на контактную прочность
- •4.2.2. Расчет зубьев червячного колеса на прочность при изгибе
- •4.3 Расчёт тихоходной ступени редуктора
- •4.3.1 Материалы зубчатых колёс
- •4.3.2 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора
- •4.3.2.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность
- •4.3.2.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе
- •4.4 Ориентировочный расчёт и конструирование валов
- •4.4.1 Входной вал
- •4.4.2 Промежуточный вал
- •4.4.3 Выходной вал
- •4.5 Выбор подшипников качения
- •4.6 Конструирование червячного и зубчатых колёс
- •4.8 Конструирование стакана
- •4.9 Конструирование крышек подшипников
- •4.10 Компоновочная схема редуктора
- •4.11 Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения
- •4.12 Расчёт вала на сопротивление усталости
- •4.13 Расчёт подшипников качения
- •4.14 Проверка прочности шпоночных соединений
- •4.15 Расчёт фланцевой муфты.
- •4.16 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников
- •4.17 Рекомендуемые посадки деталей
4.2.1 Проверочный расчет зубьев колеса на контактную прочность
Червяки изготавливают из более прочного материала, чем венцы червячных колес, поэтому расчет на прочность производят только для зубьев колеса.
В связи с тем, что поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений, а поломка – от напряжений изгиба, зубья червячных колес проверяют на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
При проверке по контактным напряжениям определяется рабочее напряжение Н и сравнивается с допускаемым НР. Должно выполняться условие:
.
Рабочее контактное напряжение, МПа,
(4.2.18)
Рабочее напряжении не превышает допустимое.
4.2.2. Расчет зубьев червячного колеса на прочность при изгибе
В процессе эксплуатации происходит износ зуба колеса, т. е. уменьшение сечения зуба, образование повышенных зазоров в зацеплении, увеличение динамических нагрузок. Это приводит к росту напряжений изгиба и увеличению вероятностей поломки зуба. Для предупреждения поломки зуба выполняется проверка по напряжениям изгиба. Определяется изгибное напряжение F и сравнивается с допускаемым FP. Должно выполняться условие:
Расчетное напряжение на изгиб, МПа,
(4.2.19)
где YF – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев zv2,
(4.2.20)
Значения коэффициента YF приведены в прил., табл. П. 12;
K – коэффициент нагрузки (подразд. 4.2);
–окружная сила, действующая на зубья колеса, Н;
m – модуль передачи, мм;
FP – допускаемое напряжение изгиба, МПа.
(4.2.21)
Рабочее изгибное напряжение в пределах нормы/
4.3 Расчёт тихоходной ступени редуктора
4.3.1 Материалы зубчатых колёс
Основным материалом для изготовления зубчатых колёс служат термически обрабатываемые стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.
В зависимости от твёрдости стальные зубчатые колёса разделяют на две группы: твёрдостью НВ > 350 (с объёмной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твёрдостью НВ ≤ 350 (зубчатые колёса нормализованные или улучшенные).
Данные о материалах представлены в таблице 4.3.1.
Таблица 4.3.1 – Механические характеристики материалов зубчатых колёс
Зубчатое колесо |
Марка Стали |
Термообработка |
Твёрдость сердцевины НВ, МПа |
Шестерня |
40ХН |
Улучшение |
300 |
Колесо зубч. |
40ХН |
Нормализация |
250 |
4.3.2 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора
При расчёте передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма.
Межосевое расстояние, мм:
(4.3.1)
где Ka – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
uт – передаточное число тихоходной ступени редуктора;
T3 – вращающий момент на ведомом валу передачи, Н·м;
KHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от параметра ψbd,
(4.3.2)
где ψba – коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния.
В качестве допускаемого контактного напряжения для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса, МПа:
(4.3.3)
где - пределы контактной усталости поверхностей зубьев соответствующие базовому числу циклов напряжений колеса, МПа,
(4.3.4)
где HB4 – твёрдость материала колеса, МПа;
ZH – коэффициент долговечности,
(4.3.5)
- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов,
(4.3.6)
Nk4 – Суммарное число циклов напряжения, миллионов циклов,
(4.3.7)
где n3 – частота вращения ведомого вала передачи, об/мин;
Lh – требуемый ресурс передачи, ч;
(4.3.8)
SH – коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс с однородной структурой материала
ZR – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев;
Zυ – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;
ZL – коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;
ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
Модуль зубьев, мм:
(4.3.9)
Сумма зубьев шестерни и колеса:
(4.3.10)
Число зубьев шестерни:
(4.3.11)
Число зубьев колеса:
(4.3.12)
Делительный диаметр шестерни, мм:
(4.3.13)
Делительный диаметр колеса, мм:
(4.3.14)
Диаметр вершин зубьев шестерни, мм:
(4.3.15)
Диаметр вершин зубьев колеса, мм:
(4.3.16)
Диаметры впадин зубьев шестерни, мм:
(4.3.17)
Диаметр впадин зубьев колеса, мм:
(4.3.18)
Уточнённое межосевое расстояние, мм:
(4.3.19)
Рабочая ширина зубчатого венца, равная ширине венца колеса, мм:
(4.3.20)
Ширина венца шестерни, мм:
(4.3.21)
Окружная скорость зубчатых колёс, м/с:
(4.3.22)
В зависимости от окружной скорости устанавливаем восьмую степень точности.