Кинематический расчет привода с подбором электродвигателя и определение параметров валов, страница 2

4)  допускаемые напряжения изгиба для проверки статической прочности зубьев:

F]max=0,8∙σT

          для шестерни  [σF]max1=0,8∙750=600 МПа;

          для колеса       [σF]max2=0,8∙540=432 МПа;

        Проектный расчет быстроходной передачи.

          Определяем главный параметр – межосевое расстояние:

              Ка – вспомогательный коэффициент, для косозубых Ка=43.

u=7,1 – передаточное число ступени;

КН – коэффициент нагрузки, принимается предварительно КН =1,3;

Т2 =218,31 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу передачи (колесе);

ψа – коэффициент ширины венца по отношению к межосевому расстоянию.

, принимается ψа = 0,4.

          Принимается значение из стандартного ряда аW =140 мм.

          Номинальный модуль зацепления принимается равным

m=(0,01…0,02)∙аW = 1,4…2,8 мм

          Принимается m=2,5 мм.

          Угол наклона зубьев для шевронных колес принимается равным 25…45°. Принимается β=30°. Тогда число зубьев шестерни равно:

          Принимается z1=12. Число зубьев на колесе:

z2=z1∙u=12∙7,1=85,2.

          Принимается z2=85.

          Действительный угол наклона зубьев β равен:

          Фактическое передаточное число:

          Делительные диаметры:

– шестерни: ;

– колеса:  d2=2∙aW – d1= 2∙140–34,64=245,36 мм.

          Диаметры вершин:

dai=di+2∙m,

– шестерни:  da1=d1+2∙m=34,64+2∙2,5=39,64 мм;

– колеса:   da2=d2+2∙m=245,36+2∙2,5=250,36 мм;

          Ширина колеса:  bW=b2a∙aW=0,4∙140=56 мм;

шестерни:  b1=b2+  5…10 мм, принимается b1 = 56 + 6 = 62 мм.

          Силы в зацеплении

          Окружная сила:

;

          Радиальная сила при угле зацепления  аW=20°:

;

          Осевая сила:

;

Проверочные расчеты

Уточняем коэффициент нагрузки:

KH=KHv∙K,

          где KHv и K – коэффициенты динамичности и концентрации нагрузки соответственно.

          Окружная скорость:

          Для непрямозубых колес эта скорость работы соответствует рекомендациям  изготавливать колеса по 9 степени точности. ([2], табл. 4.2, с. 62).

          Тогда KHv=1,05. Коэффициент КНβ определяется по коэффициенту ширины . Значит КНβ=1,22 ([1],с. 32).

КН=1,05∙1,22=1,281

          Контактные напряжения проверяются по формуле:

<10%.

          Недогруз составляет 8,46% < 10%, что допустимо.

          Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба:

,

          где Ft =1779,51 – окружная сила в зацеплении, Н.

Коэффициенты равны:

К =1 – для степени точности.

К=1 – для прирабатывающихся колес;

КFv=1,14 – при скорости до 4 м/с для 9 ст. точности;

а)  эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

б)  коэффициенты формы зуба при коэффициенте смещения х=0 определяются по полученным результатам числа зубьев: YF1=4,27; YF2=3,62 ([2], т. 4.4, с. 64).

в)  коэффициент наклона зуба:

г)  расчетные напряжения изгиба в основании зубьев:

– колеса: <[σ]F2 =242 МПа.

– шестерни:  <[σ]F1 =277 МПа.

          Прочности зубьев при работе на изгиб достаточно.


Проектный расчет тихоходной передачи.

          Определяем главный параметр – межосевое расстояние:

              Ка – вспомогательный коэффициент, для косозубых Ка=49,5.

u=4 – передаточное число ступени;

КН – коэффициент нагрузки, принимается предварительно КН =1,3;

Т2 =842,4 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу передачи (колесе);

ψа – коэффициент ширины венца по отношению к межосевому расстоянию.

, принимается ψа = 0,25 – для прямозубых.

          Принимается значение из стандартного ряда аW =280 мм.

          Номинальный модуль зацепления принимается равным

m=(0,01…0,02)∙аW = 2,8…5,6 мм

          Принимается m=5 мм.

          Угол наклона зубьев для шевронных колес берут равным 10…25°. Принимается β=15°. Тогда число зубьев шестерни равно:

          Принимается z1=22. Число зубьев на колесе:

z2=z1∙u=22∙4=88.

          Принимается z2=88.

          Действительный угол наклона зубьев β равен:

          Фактическое передаточное число:

          Делительные диаметры:

– шестерни: ;

– колеса:  d2=2∙aW – d1= 2∙280–112=448 мм.

          Диаметры вершин:

dai=di+2∙m,

– шестерни:  da1=d1+2∙m=112+2∙5=122 мм;

– колеса:   da2=d2+2∙m=448+2∙5=458 мм;

          Ширина колеса:  bW=b2a∙aW=0,25∙280=70 мм;

шестерни:  b1=b2+  5…10 мм, принимается b1 = 70 + 6 = 76 мм.

          Силы в зацеплении

          Окружная сила:

;

          Радиальная сила при угле зацепления  аW=20°:

;

          Осевая сила:

;

Проверочные расчеты

Уточняем коэффициент нагрузки:

KH=KHv∙K,

          где KHv и K – коэффициенты динамичности и концентрации нагрузки соответственно.

          Окружная скорость:

          Для прямозубых колес со скоростью работы до 4 м/с предусмотрено изготовление по 9 степени точности. ([2], табл. 4.2, с. 62).

          Тогда KHv=1,05. Коэффициент КНβ определяется по коэффициенту ширины . Значит КНβ=1,06 ([1],с. 32).

КН=1,05∙1,06=1,113

          Контактные напряжения проверяются по формуле:

<10%.

          Недогруз составляет 8,46% < 10%, что допустимо.

          Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба:

,

          где Ft =1779,51 – окружная сила в зацеплении, Н.

Коэффициенты равны:

К =1 – для степени точности.

К=1 – для прирабатывающихся колес;

КFv=1,14 – при скорости до 4 м/с для 9 ст. точности;

д)  эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

е)  коэффициенты формы зуба при коэффициенте смещения х=0 определяются по полученным результатам числа зубьев: YF1=4,27; YF2=3,62 ([2], т. 4.4, с. 64).

ж) коэффициент наклона зуба:

з)  расчетные напряжения изгиба в основании зубьев:

– колеса: <[σ]F2 =242 МПа.

– шестерни:  <[σ]F1 =277 МПа.

          Прочности зубьев при работе на изгиб достаточно.

          Расчет вала

При проектировочном расчете вала задача сводится к определению диаметров валов в характерных сечениях.

Диаметры валов определяются по формуле:

,

          где [τ]=10…30 МПа – пониженные допускаемые напряжения на кручение.

          Быстроходный вал:

          Принимаем диаметр выходного конца dl = 26 мм, диаметр вала под подшипники dП=30 мм.

          Тихоходный вал:

          Принимаем диаметр выходного конца dl = 56 мм, диаметр вала под подшипники dП=60 мм.

          4 Компоновка редуктора. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора и крепежных деталей корпуса

          Корпус и крышка редуктора отливаются из чугуна марки СЧ15.

          Толщина стенки корпуса редуктора


1.  Чернавский

2.  Вова