- •Содержание
- •Введение
- •1 Кинематический расчет привода
- •1.1 Выбор электродвигателя
- •3.1 Проектный расчёт на контактную прочность зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора.
- •3.1.1 Определение расчетного допускаемого контактного напряжения материала колес
- •3.1.2 Определение коэффициента
- •3.1.3 Определение коэффициента
- •3.1.4 Определение межосевого расстояния
- •3.1.5 Определение основных геометрических параметров зубчатой передачи 3-4
- •3.2 Проверочный расчет на контактную прочность поверхности зубьев колес передач
- •3.3 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев колес передачи 3-4 при перегрузках.
- •3.4 Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4
- •3.5 Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4 при перегрузке
- •3.6 Расчет зубчатых передач по программе zub.
- •4 Эскизное проектирование редуктора
- •4.1 Конструирование валов
- •4.1.1 Конструирование входного вала
- •4.1.2 Конструирование промежуточного вала
- •4.1.3 Конструирование тихоходного вала
- •4.2. Предварительный подбор подшипников качения
- •4.3. Расчет шпоночного соединения
- •4.3.1 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала
- •4.3.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
- •4.4 Конструирование зубчатых колес
- •4.4.1 Зубчатое колесо тихоходного вала
- •4.4.2 Зубчатое колесо промежуточного вала
- •4.5 Конструирование корпуса редуктора.
- •4.6 Определение массы редуктора
- •5. Расчет на долговечность подшипников качения промежуточного вала
- •6 Расчет промежуточного вала на статическую прочность и сопротивление усталости
- •7. Определение оптимального направления зубьев колес редуктора
- •1 Варант :
- •2 Вариант :
- •8 Назначение расчет и анализ посадок
- •8.1 Назначение посадок
- •8.1.1 Назначение посадки соединения шпоночного паза на валу
- •8.1.2Назначение посадок подшипников
- •8.1.3 Назначение посадок валов
- •8.1.4 Назначение посадок стаканов и крышек подшипников
- •8.2 Расчет посадки с натягом соединения промежуточный вал – колесо
- •8.3 Анализ посадок
- •8.3.1 Анализ посадки с зазором
- •8.3.2 Анализ посадки с натягом.
- •9 Смазывание, смазочные устройства и уплотнения
- •9.1 Выбор смазочных материалов
- •9.2 Смазывание подшипников
- •9.3 Смазочные устройства
- •9.4 Уплотнительные устройства
- •10 Проектирование привода
- •10.1 Проектирование рамы
- •10.2 Выбор муфты
- •11 Сборка редуктора
- •Заключение
- •Список используемой литературы:
3.3 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев колес передачи 3-4 при перегрузках.
При действии на зубья кратковременных перегрузок требуется проверка рабочих поверхностей зубьев на контактную прочность по максимальному контактному напряжению:
σНmax=σН(Tmax/T3)1/2 [σН],
где σНmax – максимальное расчетное напряжение при перегрузке зубьев максимальным моментом Tmax.:
.
Принимаем Tmax/T3=1.8:
σНmax=967.9*(1.8)1/2=1282.195<3920, значит при кратковременной перегрузке зубья по контактной выносливости вполне прочные.
3.4 Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4
,
где - напряжение на изгиб для зубьев ;
- коэффициент формы зуба шестерни, для зубчатых колес цилиндрических передач внешнего зацепления принимают по графику 12.23 [2, с.189] в зависимости от коэффициента смещения Х и эквивалентного числа зубьев (для косозубых колес).
;
;
.
, согласно графику 12.23 [2, с.189] ; - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев, , - коэффициент наклона зубьев
;
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями ;
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса и колеса =0.9 [2, с.186] ;
- коэффициент динамической нагрузки, по графику 12.18 [2, с.181], по таблице 12.5 =1.01[2, с.191], по графику 12.18 [2, с.183] =1.23.
Определим [ ] – допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни :
[ ]= ,
где σF3limb3 – предел выносливости зубьев при изгибе, σF3limb3=600 МПа; KFL – коэффициент долговечности; KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья, при одностороннем действии KFC3= KFC4=1 [2, с.190]; SF – коэффициент безопасности, SF3=1.7, SF3=2.2.
,
где NFO и NFE – соответственно базовое и эквивалентное число циклов напряжений.
Согласно [2,с.191], NFO=4.106, NFE=60сnt, где с – число одинаковых зубчатых колес, с=1; n=nIII=248.88 об/мин; t=22995 часов;
тогда
;
;
;
;
[ ]= ;
[ ]= ;
[ ]= .
Напряжение на изгиб зубьев :
;
.
Условие, обеспечивающее изгибную прочность зубьев колеса, не выполняется. Следовательно, нужно увеличивать межосевое расстояние. Проделав еще четыре попытки проверочного расчета на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4 мы пришли к значения мм.
Подбираем параметры:
cosβ3-4= m3-4(Z3+Z4)/(2aw3-4), подбираем так, чтобы β3-4=80…200.
Примем модуль зацепления =2 [2,c.159] , примем число зубьев шестерни минимальным Z3=24, Z4 =
cosβ3-4= 2*(20+93)/240=0.94; β=13.729130.
,
где tw=20/cos3-4;
tw- угол зацепления;
tw=20/0,97144=20.58821 ;
отсюда ZH3-4=1.7178.
Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4
,
;
.
, согласно графику 12.23 [2, с.189] ; - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев, , - коэффициент наклона зубьев
;
=1.2; =1.23; =1 =1.23.
Определим [ ] – допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни :
σF3limb3=600 МПа; KFC3= KFC4=1 [2, с.190]; SF3=1.7, SF3=2.2.
;
;
[ ]= ;
[ ]= ;
[ ]= .
Напряжение на изгиб зубьев :
; .