- •Содержание
- •2 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи……………11
- •3 Проектный расчёт валов цилиндрической зубчатой передачи……………………………………………………………………..24
- •4 Первый этап компоновки редуктора……………………..28
- •5 Проверочный расчёт валов…………………………………......30
- •Введение
- •Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя
- •1.1 Определение потребной мощности привода
- •Определение коэффициента полезного действия
- •Определение частоты вращения приводного вала
- •Выбор предварительного общего передаточного отношения привода
- •1.10 Определение крутящих моментов на валах привода
- •Расчёт цилиндрической зубчатой передачи
- •2.1 Выбор материалов и термической обработки
- •Определение допускаемых напряжений
- •Определение межосевого расстояния
- •Расчёт предварительных основных размеров колеса
- •Расчёт и выбор по ст сэв модуля передачи
- •Определение суммарного числа зубьев предварительного угла наклона
- •Определение числа зубьев шестерни и колеса
- •Определение фактического передаточного числа
- •Определение геометрических размеров колёс
- •Определение усилий в зацеплении
- •Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба
- •Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям
- •Основные геометрические параметры зубчатого зацепления
- •Проектный расчёт валов цилиндрической зубчатой передачи
- •3.1 Материалы и допускаемые напряжения для валов редуктора
- •Определение диаметров ведущего вала и предварительный подбор подшипников качения
- •Определение диаметров ведомого вала и предварительный подбор подшипников
- •4 Первый этап компоновки редуктора
- •5 Проверочный расчёт валов
- •5.1 Составление расчётных схем и определение усилий в цилиндрической зубчатой передаче
- •5.2 Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих крутящих моментов для ведущего вала
- •5.2.1 Определение диаметров ведущего вала в опасных сечениях по совместному действию изгиба и кручения
- •5.3 Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих крутящих моментов для ведомого вала
- •5.3.1 Определение диаметров ведомого вала в опасных сечениях по совместному действию изгиба и кручения
- •6 Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности
- •6.1 Расчёт подшипников качения для ведущего вала
- •6.2 Расчёт подшипников качения для ведомого вала
- •7 Выбор и расчёт шпонок
- •7.1 Выбор и расчёт шпонок ведущего вала
- •7.2 Выбор и расчёт шпонок ведомого вала
- •8 Расчёт ведомого вала на усталостную прочность
- •9 Второй этап компоновки редуктора
- •10 Расчёт соединительной муфты
- •11 Выбор и расчёт объёма масла для смазывания зубчатых колёс и подшипников.
- •12 Применяемые посадки для соединения деталей. Расчёт допусков формы и расположения поверхностей.
- •13 Последовательность сборки и разборки редуктора Сборка редуктора
- •Список используемой литературы
-
Расчёт цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и термической обработки
По рекомендации [1, с.12] назначаем материал для изготовления зубчатых колёс: шестерни – сталь 40х, твёрдость поверхности НВ 269…302, термообработка улучшение, = 640 МПа, = 800 МПа [1, с.13, табл. 2.1]
Для колеса – сталь 40хн, твёрдость поверхности НВ 235…262, термообработка улучшение, = 640 МПа, = 800 МПа [1, с.13, табл. 2.1]
Для дальнейших расчетов определяем среднюю твердость колеса по формуле:
, [1, с.13] (14)
гдеср - средние твёрдости колёс,
-
Определение допускаемых напряжений
Допускаемые напряжения по [1, с.14]
, (15)
(16)
где - допускаемое контактное напряжение, МПа,
- допускаемое напряжение изгиба, МПа
- коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям,
- коэффициент долговечности при расчете на изгиб,
- пределы выносливости, соответствующие базовому числу циклов нагружений на контактную прочность и изгиб, соответственно
[1, с.14, табл. 2.2] (17)
(18)
Так как средняя твёрдость колеса и шестерни разная, то допускаемое напряжение определяется для обоих колес.
Коэффициенты долговечности по [1, с.14]
, (19)
,
где и - базовые числа циклов нагружений, соответственно при расчете на контактную прочность и изгиб,
- действительное число циклов перемены напряжений,
m – показатель степени в уравнении кривой усталости.
[1, с.14] (20)
[1, с.14]
[1, с.14] (21)
(22)
где - время работы передачи, = 12,5103 часов (по условию задания)
= 172,6 мин-1 (см. п. р. 1.9)
= 4,23 (см. п. р. 1.8.1)
Действительное число циклов перемены напряжений
По рекомендации [1, с.14] при условии и принимаем
, , ,
По формулам (15) и (16) определяем напряжения
МПа,
МПа,
МПа,
МПа,
За допускаемое контактное напряжение в дальнейших расчётах по рекомендации [1, с. 14] принимаем МПа.
-
Определение межосевого расстояния
, [1, с.16] (23)
где - межосевое расстояние, мм
- коэффициент межосевого расстояния
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии, полученной в результате погрешностей в зацеплении и деформации зубьев
- коэффициент ширины по межосевому расстоянию
- крутящий момент на тихоходном валу, Нмм
- для косозубых колёс
, [1, с.15] (24)
где - коэффициент ширины колеса по делительному диаметру,
- индекс схемы проектируемого редуктора.
(25)
Согласно рекомендации [1, с.15] принимаем = 0,4, тогда
По рекомендации [1, с.15, табл. 2.3] значение принимаем равным 8 (колёса на валах расположены симметрично), тогда:
< 2
Нм (см. п. р. 1.10)
Найденные значения коэффициентов подставляем в формулу (23)
мм
Полученное значение округляем в большую сторону по рекомендации [1, с.363, табл. 19.1], т.е. принимаем мм.