Машиностроение \ Детали машин

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

4) допускаемые напряжения изгиба для проверки статической прочности зубьев:

[σ_F]_max=0,8∙σ_T

для шестерни [σ_F]_max1=0,8∙750=600 МПа;

для колеса [σ_F]_max2=0,8∙540=432 МПа;

Проектный расчет быстроходной передачи.

Определяем главный параметр – межосевое расстояние:

К_а – вспомогательный коэффициент, для косозубых К_а=43.

u=7,1 – передаточное число ступени;

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

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

ψ_а – коэффициент ширины венца по отношению к межосевому расстоянию.

, принимается ψ_а = 0,4.

Принимается значение из стандартного ряда а_W =140 мм.

Номинальный модуль зацепления принимается равным

m=(0,01…0,02)∙а_W = 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∙a_W– d₁= 2∙140–34,64=245,36 мм.

Диаметры вершин:

d_ai=d_i+2∙m,

– шестерни: d_a₁=d₁+2∙m=34,64+2∙2,5=39,64 мм;

– колеса: d_a₂=d₂+2∙m=245,36+2∙2,5=250,36 мм;

Ширина колеса: b_W=b₂=ψ_a∙a_W=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 а_W=20°:

;

Осевая сила:

;

Проверочные расчеты

Уточняем коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hv∙K_Hβ,

где K_Hv и K_Hβ – 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 K_Hv=1,05. Коэффициент К_Нβ определяется по коэффициенту ширины . Значит К_Нβ=1,22 ([1],с. 32).

К_Н=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 F_t =1779,51 – окружная сила в зацеплении, Н.

Коэффициенты равны:

К_Fα =1 – для степени точности.

К_Fβ=1 – для прирабатывающихся колес;

К_Fv=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: Y_F₁=4,27; Y_F₂=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:

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

u=4 – передаточное число ступени;

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

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

ψ_а – коэффициент ширины венца по отношению к межосевому расстоянию.

, принимается ψ_а = 0,25 – для прямозубых.

Принимается значение из стандартного ряда а_W =280 мм.

Номинальный модуль зацепления принимается равным

m=(0,01…0,02)∙а_W = 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∙a_W– d₁= 2∙280–112=448 мм.

Диаметры вершин:

d_ai=d_i+2∙m,

– шестерни: d_a₁=d₁+2∙m=112+2∙5=122 мм;

– колеса: d_a₂=d₂+2∙m=448+2∙5=458 мм;

Ширина колеса: b_W=b₂=ψ_a∙a_W=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 а_W=20°:

;

Осевая сила:

;

Проверочные расчеты

Уточняем коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hv∙K_Hβ,

где K_Hv и K_Hβ – 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 K_Hv=1,05. Коэффициент К_Нβ определяется по коэффициенту ширины . Значит К_Нβ=1,06 ([1],с. 32).

К_Н=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 F_t =1779,51 – окружная сила в зацеплении, Н.

Коэффициенты равны:

К_Fα =1 – для степени точности.

К_Fβ=1 – для прирабатывающихся колес;

К_Fv=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: Y_F₁=4,27; Y_F₂=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 d_l = 26 мм, диаметр вала под подшипники d_П=30 мм.

Тихоходный вал:

Принимаем диаметр выходного конца d_l = 56 мм, диаметр вала под подшипники d_П=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

1 2

Скачать файл