- •1. Техническое задание на курсовой проект.
- •2. Энергетический и кинематический расчет привода.
- •2.1 Выбор электродвигателя.
- •2.2 Уточнение передаточных чисел привода.
- •2.3 Определение угловых скоростей и вращающих моментов на каждом валу.
- •3. Силовой и прочностной расчет открытой передачи, определение ее основных параметров.
- •3.1 Проектный расчет.
- •3.2 Проверочный расчет.
- •4.1 Выбор материала колес редуктора.
- •4.3 Расчет быстроходной ступени.
- •4.4 Расчет тихоходной ступени.
- •5. Предварительный расчет валов.
- •5.1 Расчет диаметров ведущего вала.
- •5.2 Расчет диаметров промежуточного вала.
- •5.3 Расчет диаметров ведомого вала.
- •5.4 Первый этап компоновки редуктора
- •5.5 Определение длин валов
- •6. Уточненный расчет валов
- •6.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
4.4 Расчет тихоходной ступени.
Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния определяем по формуле /1/ с. 16
, где
T1 – вращающий момент на шестерне, Н*м
u – передаточное число
K = 10, т. к. H1,2 350HB
Окружную скорость , м/с вычислим по формуле /1/ с. 17
Степень точности зубчатой передачи назначаем по табл. 2.5 /1/ с. 17
Передача низкой степени точности 9.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле /1/ с.17
, где
Кa=450, т. к. колесо прямозубое
ba – коэффициент ширины
ba = 0,4 /1/ с. 17
KH – коэффициент нагрузки
КН = КН КН КН , где
КН – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения
КН = 1,06 из табл. 2.6 /1/ с. 18
КН - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
КН =1+(КНо-1) КНw , где
КНo – коэффициент в начальный период приработки
КНo= 1,04 из табл. 2.7 /1/ с. 19
КНw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев
КНw = 0,26 из табл. 2.8 /1/ с. 19
КН =1+(1,04-1) 0,26 = 1,0104
КН - коэффициент распределения нагрузки между зубьями
КНα =1+(КНо-1) КНw , где
КНо = 1 + 0,06(nст – 5)
КНо = 1 + 0,06(9 – 5) = 1,24
КНα =1+(1,24-1) 0,26 = 1,06
Кн=1,06*1,0104*1,06=1,135
округляем полученное расстояние до aw = 195
2. Предварительные размеры колеса
Делительный диаметр:
Ширина: b2=ba . aw
b2 = 0,4 · 195 = 78мм
3. Модуль передачи. Максимально допустимый модуль mmax, мм определяем из условия неподрезания зубьев у основания
Минимальное значение модуля mmin, мм определяем из условия прочности:
Km = 3,4 . 103 – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач
[]F2 = 255,81 Н/мм2
KF = KF . KF . KF - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба
KF = 1,11 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения
KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца
KF = 0,18 + 0,82 . KH0
KF = 0,18 + 0,82 . 1,05 = 1, 04
KF = KНо = 1,24 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
KF = 1,11 . 1,05 . 1,24 = 1,45
Из полученного диапазона (mmin...mmax) = (1,7…6,9) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным /1/ с. 21 m = 2
4. Суммарное число зубьев.
Суммарное число зубьев вычисляем по формуле /1/ с. 21
полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа,
5. Число зубьев шестерни и колеса.
Определяем число зубьев шестерни по формуле /1/ с. 21
полученное значение округляем до ближайшего целого z1 = 59
Определяем число зубьев колеса по формуле
z2 = zS – z1
z2 = 194 – 59 = 135
6. Определяем фактическое передаточное число uф по формуле
uф = z2/z1
uф = 135/ 59 = 2,288
Проверяем отклонение фактического передаточного числа uф от заданного u по формуле
7. Диаметры колёс.
Делительные диаметры d:
- шестерня
d2 = 2 . aw – d1 – колесо
d2 = 2 · 195 – 118 = 272 мм
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 . m
da1 = 118 + 2 · 2 = 122 мм
df1 = d1 – 2,5 . m
df1 = 118 – 2 · 2,5 = 113 мм
da2 = d2 + 2 . m
da2 = 272 + 2 · 2 = 268 мм
df2 = d2 – 2,5 . m
df2 = 302– 2 · 2 =298 мм
8. Размеры заготовок
Dзаг = da1 + 6
Dзаг1= 122 + 6 = 128 мм
Dзаг2= 276 + 6 = 282 мм
Sзаг = b2 + 4
Sзаг= 78 + 4 = 82 мм
Таблица 5
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Диаметр, мм. |
делительный |
d1=m*z1 =2*59=118 |
d2=2*aw-d1=2*195-118=272 |
Вершин зубьев |
da1= d1+2m=118+2*2=122 |
da2= d2+2m=272+2*2=276 |
|
Впадин зубьев |
Df1=d1-2,5*m=118-2*2,5=113 |
Df2=d2-2,4*m=272-2*2=268 |
|
Ширина венца , мм. |
b1= b2 +3=78+3=81 |
b2=ψaw=78 |
9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям по формуле /1/ с. 23
где Z = 9600 для прямозубой передачи
Определяем недогруз передачи по формуле
- перегруз допустим (до 5%)
10. Силы в зацеплении
окружная:
Ft = 2 . 103 . T / d2
Ft = 2 . 103 . 399.04 / 118= 6,763кH
радиальная:
Fr = Ft . tg
Fr = 6,763 . tg(20) = 2,46 кH
осевая:
Fa = Ft . tg
Fa = 6,763 . tg(0) = 0 кH
11. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.
в зубьях колеса:
в зубьях шестерни:
YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения табл. 2.10 /1/ с.24
YFS1 = 3,62
YFS2 = 3,59
Y - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.
Y = 1
Y = 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
Параметры тихоходной передачи таблица 6
Проектный расчет |
|||
Параметр |
значение, мм |
Параметр |
Значение |
Межосевое расстояние, аw |
195 |
Угол наклона зубьев, В |
- |
Модуль зацепления, m |
2 |
Диаметр делит. Окружности шестерня, d1 колесо, d2 |
118 272 |
Ширина зубчатого венца: шестерни, b1 колеса, b2 |
81 78
|
Диаметр окр. впадин шестерни, df1 колеса, df2 |
113 268 |
Число зубьев шестерня, z1 колесо, z2 |
59 135 |
Диаметр окр. вершин шестерни, da1 колеса, da2 |
122 268 |
Вид зубьев |
прямые |
|
|
Проверочный расчет |
|||
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
|
Контактные напряжения, σ(Н/мм2) |
490,00 |
466,70 |
|
Напряжение изгиба,Н/мм2 |
σf1 |
294,07 |
227,45 |
σf2 |
255,96 |
225,57 |