- •2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 6
- •4. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи 19
- •4.1. Исходные данные 19
- •5. Эскизное проектирование редукторов общего назначения 28
- •5.1. Исходные данные 28
- •Введение
- •2.1.1.1. Определение мощности на выходном валу привода
- •2.1.1.2 Определение общего кпд привода
- •2.1.2. Расчет частоты вращения вала электродвигателя
- •2.1.2.1.Определение частоты вращения выходного вала
- •2.1.2.2. Определение желаемого передаточного числа привода
- •2.2. Кинематический расчет
- •2.2.1. Разбивка передаточного числа по ступеням
- •3 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений для зубчатых передач
- •3.1. Исходные данные
- •3.2. Выбор материала и режима термической обработки
- •3.3. Расчет допускаемых напряжений
- •3.3.1. Расчет допускаемых контактных напряжений
- •3.3.2. Расчет допустимых изгибных напряжений
- •4.2.7. Диаметры колес
- •4.2.8. Силы в зацеплении
- •4.2.9. Степень точности передачи
- •4.2.10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
- •4.2.11. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •5. Эскизное проектирование редукторов общего назначения
- •5.1. Исходные данные
- •5.2. Предварительный расчет валов редуктора
- •5.2.1 Предварительный расчет быстроходных валов
- •5.2.2. Предварительный расчет тихоходных валов
- •5.2.3 Выбор типа подшипников
- •5.2.4 Конструирование зубчатых колес
- •5.2.5. Конструирование корпусов редуктора
- •5.2.6. Эскизное проектирование
- •Список литературы
4.2.7. Диаметры колес
Точность вычисления диаметров должна составлять до 0,01 мм.
Делительные диаметры:
Шестерни (4.12)
Колеса =2•355-140=570 (4.13)
Диаметры окружности вершин:
Шестерни = 140+2•4=148 (4.14)
Колеса =570+2•4=578 (4.15)
Диаметры окружностей впадин:
Шестерни =140-2,5•4=130 (4.16)
Колеса =570-2,5•4=560 (4.17)
4.2.8. Силы в зацеплении
Схема действий си представлена на рис. 4.2.
Рис. 4.2. Силы в цилиндрической зубчатой передаче: а) вид сверху на прязубое колесо β = 0°; б) вид сверху на косозубое колесо; Ft- тангенциальная сила (окружная); Fr - радиальная (направленная по радиусу к центру вращения) сила; Fa -осевая (направленная вдоль оси вращения) сила
Силы в зацеплении ( без учета влияния КПД ) могут быть определены исходя из следующих формул:
(4.18)
где – окружная сила на шестерне и колесе соответственно, H;
– момент на шестерни, H·м;
(4.19)
где – радиальная сила на шестерне и колесе соответственно, H;
– стандартный угол зацепления зубчатых передач;
– угол наклона зубьев ( для прямозубых )
(4.20)
где – осевая сила на шестерни и колесе соответственно, H
Следует отметить, что все пара сил , приложенные к шестерни и колесу соответственно, имеют противоположное направление действия, что обеспечивает силовое равновесие всей передачи в целом.
4.2.9. Степень точности передачи
Степень точности изготовления передачи зависит от окружной скорости зубьев шестерни и колеса. Следует помнить, что чем выше окружная скорость, тем выше динамические нагрузки, отсюда передача должна изготавливается более точно. Однако ужесточение допусков на размеры приводит к удорожанию всей передачи, поэтому при выборе степени точности изготовления передачи руководствуются достаточностью с учетом данных, изложенных в таблице 6.5[стр 73], и окружной скорости, определяемой по формуле:
(4.21)
где – окружная скорость, м/с
угловая скорость колеса,
– делительный диаметр колеса, м.
Здесь так же следует отметить, что если рассчитанная прямозубая передача имеет окружную скорость выше максимально допустимой для 6-й степени точности изготовления, то следует либо принять более прочный материал, либо изменить тип передачи на непрямозубую. И в том и в другой случае полностью повторяется проектировочный расчет.
4.2.10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Данный расчет позволяет проверить правильность размера рассчитанной передачи с точки зрения ее нормальной работы по изгибным напряжениям, которые не должны превышать допустимых значений.
Расчетное ( возникающее в работающей передаче ) напряжение изгиба в зубьях колеса определяется по формуле:
(4.22)
где – расчетное изгибное напряжение в зубьях колеса, МПа;
– ширина колеса и модуль соответственно, мм;
– коэффициент неравномерности распределения изгибной нагрузки между зубьями, одновременно находящихся в зацеплении ( для прямозубых )
– коэффициент неравномерности изгибных напряжений по длине зуба, принимается по таблице 6.7[стр75]
– коэффициент динамичности по изгибным напряжениям, принимается по таблице 6.8[стр76]
– коэффициент наклона зубьев рассчитывается по формуле:
(4.23)
– коэффициент формы зуба колеса, зависящий от числа зубьев для прямозубых, коэффициент принимается по таблице 6.9 [стр77]с учетом того, что коэффициент смещения инструмента при нарезании зубчатого колеса ( ) может быть определен по формуле
(4.24)
Расчетное напряжение полученное по формуле 4.24, не должно превышать допустимое , определенное ранее ( см. п. 3.3.2 ). В исключительных случаях допускается предельная перегрузка передачи по изгибным напряжениям в пределах 10%.
Аналогично проверяется шестерня.
Расчетное изгибное напряжение в зубьях шестерни можно определить по следующей формуле:
(4.25)
(4.26)
где – коэффициент формы зуба шестерни, зависящий от числа зубьев для прямозубых передач, коэффициент принимается по таблице 6.9 [стр 77] с учетом того, что коэффициент смещения инструмента при нарезании шестерни .
Как и для зубчатого колеса, величина не должно превышать допустимое , определенное ранее ( см. п. 3.3.2 ). В исключительных случаях допускается предельная перегрузка передачи по изгибным напряжениям в пределах 10%.