- •Государственное образовательное учреждение высшего
- •Примерные разделы расчетно-пояснительной записки
- •Раздел 4. Расчет (подбор) подшипников качения
- •Вариант 4
- •Вариант 5
- •Вариант 6
- •Пример расчета
- •Раздел 1. Кинематический и силовой расчет привода, выбор электродвигателя
- •Распределение передаточных чисел по ступеням привода и выбор электродвигателя
- •1.3 Определение крутящих моментов на валах и угловых скоростей (частот вращения) валов
- •Раздел 2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
- •2.1 Выбор материалов и термообработки шестерен
- •2.2 Определение допускаемых контактных напряжений .
- •2.3 Определение допускаемых напряжений на изгиб зубьев .
- •2.4 Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора
- •2.5. Проверочный расчет зубчатой передачи
- •2.6. Определение конструктивных размеров зубчатого колеса
- •Раздел 3. Расчет валов, шпоночных и шлицевых соединений
- •3.1 Определение размеров ступеней быстроходного вала редуктора.
- •3.3. Определение реакций в опорах подшипников (только для тихоходного вала редуктора).
- •Раздел 4. Проверочный расчет (подбор) подшипников
- •Проверочный расчет шпонок
- •Раздел 5. Проектирование корпуса редуктора
- •Раздел 6. Разработка рабочей документации проекта
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений .
Допускаемое контактное напряжение
В этой форме отсутствуют коэффициенты по ГОСТ 21354-75, учитывающие влияние шероховатости, смазки, скорости и размеров коле, которые, для распространенных на практике показателей, близки к единице.
Предел контактной выносливости поверхности зубьев зависит от твердости поверхности и определяется по таб.5.
Таблица 5
Значенияи
Термическая обработка |
Твердость |
|
|
Нормализация, улучшение |
НВ 180-230 |
2НВ+70 |
1.8НВ |
Объемная закалка |
НRC 40-50 |
18НRC+150 |
550 |
Поверхностная закалка |
НRC 40-56 |
17НRC+200 |
650 |
Цементация |
НRC 54-64 |
23НRC |
750 |
Азотирование |
НRC 50-67 |
1050 |
12НRC+300 |
Коэффициент безопасности принимаетсяпри нормализации, улучшении или объемной закалке;при поверхностной закалке, цементации или азотировании.
Коэффициент долговечности при переменных режимах нагрузки рассчитывается по эквивалентномучислу циклов:. В этой формуле базовое число циклов напряжений, зависящее от твердости поверхности зубьев, определяется по графику 2.
NНО
106
Рис. 2. График для определения базового числа циклов напряжений
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), . Здесь- угловая скорость соответствующего вала,;- срок службы привода,ч.
Для наших расчетов:
Предел контактной выносливости для шестерни
,
для колеса ;
Базовое число циклов для шестерни , для колеса
Число циклов перемены напряжений для шестерни
,
для колеса
Если , то принимают
Допускаемое напряжение для шестерни
.
Для колеса
В качестве расчетного напряжения принимается:
Для прямозубых передач – меньшее из них,
для косозубых передач, у которых зубья шестерни гораздо тверже зубьев колеса:
Принимаем для дальнейших расчетов допускаемое напряжение
2.3 Определение допускаемых напряжений на изгиб зубьев .
Допускаемое контактное напряжение на изгиб зубьев
Предел выносливости зубьев при изгибе зависит от твердости поверхности и определяется по таб.5.
Коэффициент безопасности принимаетсяпри нормализации, улучшении или объемной закалке;при цементации.
Коэффициент , учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, принимается(односторонняя нагрузка) и(сателлиты планетарного редуктора).
Коэффициент долговечности определяется:
базовое число циклов для всех сталей ,, если, то принимают.
Тогда допускаемое контактное напряжение на изгиб зубьев для шестерни
.
Для колеса
2.4 Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора
Определяем межосевое расстояние
,
где Ка – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач, Ка=43, (для прямозубых Ка=49,5); –коэффициент ширины венца колеса, равный 0,2…0,25, для шестерни, расположенной симметрично относительно опор для рассматриваемого варианта; u – передаточное число редуктора, в нашем случае u =5; Т2–крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Нм, для рассматриваемого варианта Т2=Т3=234,4 Нм; [H]- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2; [H]=637 МПа; КH – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зубьев, КH =1
полученное значение межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного:
стандартные межосевые расстояния :
1-й ряд – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400…
2-й ряд – 140, 180, 225, 280, 355, 450…
получаем стандартное ближайшее значение межосевого расстояния 125 мм.
Определим модуль зацепления m, мм
где Кm - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач, Кm = 5,8 (для прямозубых Кm =6,8); d2 = 2а u / (u+1) – делительный диаметр колеса, мм; b2 = а аw – ширина венца колеса, мм, - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, .
Подставим известные величины в формулу (25) получим численное значение для модуля зацепления :
полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного в большую сторону из ряда чисел: m, мм
1-й ряд : 1,0 ; 1,5 ; 2 ; 2,5 ; 3 ; 4 ; 5 ; 6 ; 8 ; 10
2-й ряд : 1,25 ; 1,75 ; 2,25 ; 2,75 ; 3,5 ; 4,5 ; 5,5 ; 7 ; 9
принимаем m=1,5 мм.
Определить угол наклона зубьев min для косозубой передачи редуктора:
В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β=8…16.
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
для косозубых передач )
Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, имеем:
Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач
Определим число зубьев шестерни :
Полученное значение округлим до ближайшего целого числа, . Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется
Определим число зубьев колеса
Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонениеот заданного :
Так как норма отклонения не выполняется, пересчитаем и. Примем,
Определим фактическое межосевое расстояние:
для косозубых передач
Определим основные геометрические параметры передачи:
Параметр |
Шестерня |
Колесо | |||
прямозубая |
косозубая |
прямозубая |
косозубая | ||
Диаметр |
делительный |
d1=mz1=72 мм |
d1=mz1/cos |
d2=m z2=177 мм |
d2=m z2/cos |
вершин зубьев |
dа1=d1+2 m=75 мм |
dа2=d2+2 m=180 мм | |||
впадин зубьев |
df1=d1–2,4 m=68,4 мм |
df2=d2–2,4 m=173,4 мм | |||
Ширина венца |
b1=b2+(2..4)мм=40мм |
b2==37,5 мм |