Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Страницы работы

Фрагмент текста работы

косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

                                                   [σН]=0,45([σН1] + [σН2] ),(п.1, формула 3.10)

где: [σН1] – расчетное контактное допускаемое напряжение для шестерни;

Н2] - расчетное контактное допускаемое напряжение для колеса.

Для шестерни:

        

МПа.                          

для колеса :

МПа.

Н] =0,45([σН1] + [σН2])=0,45(555+427)=442МПа.

Требуемое условие [σН]≤1,23[σН2]=1,23·427=525 МПа    442 МПа< 525 МПа   выполнено.

2.2 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

                          [п.1, формула 3.7.) ]

где:   Кαвспомогательный коэффициент. Для косозубых передач = 43,0.

K –коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для передач с  симметричным расположением колес по отношению к опорам = 1,0                                                                                                           

[п.1, таблица 3,5]

ψba коэффициент ширины зубчатого венца. Для косозубых колес принимаем = 0,4.

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния aw =140 мм[п.1,стр.36]

2.3 Определение нормального модуля зацепления

Модуль передачи    

*=(0,01...0,02)140=1,4...2,8 мм.

Принимаем стандартное значение модуля   mn =2  мм.                              [п.1,стр. 36]

2.4 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10о и определяем числа зубьев шестерни и колеса

                                             [п.1, формула 3.16.]

Принимаем  z1 =23

z2 = z1  uред  = =115.

Уточненное значение угла наклона зубьев

2.5 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей:

Шестерни         мм;

Колёса              мм.

Проверка межосевого расстояния:

мм, что соответствует определённому ранее значению.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Шестерни        мм;

Колёса             мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Шестерни        мм

Колёса             мм

Ширина колеса   , принимаем b2=56 мм.

Ширина шестерни =56+4 мм=60 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (п.1, стр. 32).

Силы в зацеплении:

Окружная

  Н;

радиальная

;

осевая

 Н.  

2.6 Проверка контактных напряжений

Проверочный расчёт на контактную прочность проводиться по формуле:  

                                            [п.1, формула 3,6]

где:  KHкоэффициент нагрузки;

     Коэффициент расчётной нагрузки при расчёте на контактную прочность

KH= K K K,

где: K – коэффициент. Учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес.

( При   υ≤5 м/с и 8-й степени точности  K = 1,08)                    [п.1, таблица 3,4] 

          K – коэффициент динамической нагрузки.

                   (Для косозубых передач при υ≤5 м/с   K =1,0           [п.1, таблица 3,6]

Значение было найдено при расчёте межосевого расстояния.

Таким образом,                            KH= 1·1,08·1 = 1,08

Перегруз составляет (450-442)/442∙100%=1,8 % (допускается до 5 %).

Условие контактной прочности соблюдается.

2.7 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Допускаемое напряжение на изгиб определяется по формуле

                                              [σF]= ,                                     [п.1, формула 24]

где: σFlimb  -предел выносливости соответствующему базовому числу циклов. Для стали 45  улучшенной при твердости НВ ≤ 350   = 1,8 НВ                                [п.1, таблица 3,9]

        [SF] – коэффициент безопасности.

[SF] = [SF]΄  [SF]˝,

где: [SF]΄  - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых 

               колес. (Для стали 45 улучшенной = 1,75)                           [ п.1, таблица 3,9 ]

        [SF]˝  - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого 

                 колеса. (Для поковок и штамповок = 1,0)

Следовательно, [SF] = 1,75·1 =1,75

Допускаемое напряжение: для шестерни       [σF1] = МПа

                                       для колеса        [σF2]= МПа

Проверочный расчёт на изгибную прочность проводится по формуле: 

                                                             [п.1, формула 25],

где: YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа  зубьев.

у шестерни , у колеса .

При этом 3,9  и 3,60 [п.1, стр.42]

        Yβ –коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев.

        KF – коэффициент нагрузки.

        К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между  зубьями. (При 8-й степени точности = 0,91 )                               [п.2, стр. 66.]

KF = K K,  где: K - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине  зуба. Зависит от ψbd и HB. (При НВ≤ 350 и ψbd =1,07    K   =1,11 )         [п.1, табл. 3,7.]    

K – коэффициент динамичности.                                                  [п.1, табл. 3,8.]

По таблице 3.8[1] при 8-й степени точности и скорости v=1,5 м/с =1,1.

Расчёт на изгиб производится для шестерни или колеса в зависимости от отношения 

:

для шестерни

для колеса

Так как для колеса это отношение меньше, расчёт проведём по колесу.

Таким образом, условие прочности на изгиб соблюдается.

3. Конструирование и предварительный расчет валов редуктора

*    

Простые по конструкции гладкие валы выполняются одинакового номинального диаметра по всей длине; для обеспечения требуемых посадок деталей предусматриваются на участках вала соответствующие отклонения диаметра. Для удобства сборки и разборки узла вала, замены подшипников и других насаживаемых деталей вала – валы выполняются ступенчатыми.

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1.  Ведущий вал

Материал ведущего вала выбираем такой же, как уже выбранный материал шестерни, предполагая , что шестерню будем выполнять заодно с валом.

Диаметр выходного конца вала определяем из расчёта только на кручение по пониженным напряжениям  по формуле

                                                                                   [п.1, формула 25],

где: Т1 – крутящий момент ведущего вала, Н мм;

       [τк]  - допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Корректируем dв11 по предполагаемому ряду чисел [п.1, стр.161], при необходимости по стандартным размерам муфт (п.1, стр. 268-288). Для двигателя dдв=38 мм, принимаем

 dв11 =32 мм.

Разрабатываем конструкцию вала.

Длина ступени  l11  под полумуфту  l11= (1,0 ÷1,5) dв11=(1,0 ÷1,5) 32=32…48 мм

Диаметр второй ступени d2под подшипники качения определяется

Похожие материалы

Информация о работе

Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
718 Kb
Скачали:
0