- •Новосибирск 2011
- •1. Определение наибольшего натяжения гибкого тягового органа и выбор его типа.
- •2.Определение размеров барабана и частоты его вращения
- •3.Определение мощности двигателя и вращающих моментов на валах
- •4.Расчет приводного механизма(редуктора).
- •4.1. Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений
- •4.2.Расчет зубчатой передачи
- •4.3 Геометрический расчёт цилиндрической передачи.
- •4.4 Ориентировочный расчёт валов
- •Эскизная компоновка редуктора.
- •4.5. Проверочный расчет валов
- •Расчётная схема валов
- •5. Подбор подшипников качения
- •6. Подбор муфт
- •7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
- •8. Подбор тормоза
- •Список используемой литературы
4.Расчет приводного механизма(редуктора).
4.1. Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений
Выберем следующий материал, термообработку и твёрдость:
|
Материал |
Твёрдость, НВ |
Термообработка |
шестерня колесо |
Сталь 40Х Сталь 40Х |
270 245 |
улучшение улучшение |
Допускаемые напряжения при расчёте на выносливость получают делением значением пределов длительной выносливости и на коэффициенты безопасности и , при этом расчёт ведём по менее прочному звену – колесу, и допускаемое контактное напряжение , определяется, МПа:
, (13)
где – предел длительной выносливости колеса при расчёте допускаемых контактных напряжений, МПа; – коэффициент безопасности,
[2, c. 33].
Допускаемое напряжение изгиба :
, (14)
где – предел длительной выносливости при расчёте допускаемых напряжений изгиба, МПа; – коэффициент безопасности, [2, c. 45].
; (15)
; (16)
Для колеса:
МПа; МПа ;
МПа; МПа ;
Для шестерни:
МПа.
4.2.Расчет зубчатой передачи
Расчёт зубчатой передачи производится в два этапа: проектный и проверочный. Проектный расчёт выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров зубчатой передачи.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев, мм:
, (17)
где – передаточное число рассчитываемой ступени редуктора; – для прямозубой передачи; – коэффициент нагрузки, принимаем ; – коэффициент зубчатого колеса, принимаем для прямозубой передачи .
мм.
Полученное значение округляем до ближайшего значения в соответствии с единым рядом главных параметров: мм.
Ширина венца зубчатых колёс, мм:
, (18)
, (19)
где – ширина венца, соответственно, шестерни и колеса.
мм; мм.
Полученные значения округляются до целого числа в соответствии с единым рядом главных параметров [1, табл. 4]: мм; мм.
Фактическая окружная скорость:
. (20)
м/с.
Уточнение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений:
, (21)
где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач ; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. При постоянной нагрузке и твёрдости колеса ; – коэффициент динамичности, зависящий от окружной скорости и степени точности изготовления зубьев [2, c. 40].
.
.
Окружная сила в зацеплении , Н:
. (22)
Н.
Нормальным модулем зацепления задаёмся в следующем интервале, мм:
, (23)
и округлим до стандартного значения [1, табл. 5].
мм, округлим до мм.
Суммарное число зубьев
. (24)
.
Число зубьев шестерни и колеса :
. (25)
Число зубьев колеса
. (26)
.
Фактическое передаточное число
. (27)
Отклонение уточнённого передаточного числа от ранее принятого
. (28)
Расхождение с принятым ранее передаточным числом не должно превышать
2,5%.при .
; – норма выполняется.