Расчет приводного механизма(редуктора)

Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

Выберем следующий материал, термообработку и твёрдость:

 

	Материал	Твёрдость, НВ	Термообработка
шестерня колесо	Сталь 40Х Сталь 40Х		улучшение улучшение

 

Допускаемые напряжения при расчёте на выносливость получают делением значением пределов длительной выносливости и на коэффициенты безопасности и , при этом расчёт ведём по менее прочному звену – колесу, и допускаемое контактное напряжение , определяется, МПа:

, (13)

где – предел длительной выносливости колеса при расчёте допускаемых контактных напряжений, МПа; – коэффициент безопасности,

[2, c. 33].

Допускаемое напряжение изгиба :

, (14)

где – предел длительной выносливости при расчёте допускаемых напряжений изгиба, МПа; – коэффициент безопасности, [2, c. 45].

 

; (15)

; (16)

Для колеса:

МПа; МПа;

МПа; МПа;

Для шестерни:

МПа.

Расчет зубчатой передачи

Расчёт зубчатой передачи производится в два этапа: проектный и проверочный. Проектный расчёт выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров зубчатой передачи.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев, мм:

, (17)

где – передаточное число рассчитываемой ступени редуктора; – для прямозубой передачи; – коэффициент нагрузки, принимаем ; – коэффициент зубчатого колеса, принимаем для прямозубой передачи .

мм.

Полученное значение округляем до ближайшего значения в соответствии с единым рядом главных параметров: мм.

Ширина венца зубчатых колёс, мм:

, (18)

, (19)

где – ширина венца, соответственно, шестерни и колеса.

мм; мм.

Полученные значения округляются до целого числа в соответствии с единым рядом главных параметров [1, табл. 4]: мм; мм.

Фактическая окружная скорость:

. (20)

м/с.

 

Уточнение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений:

, (21)

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач ; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. При постоянной нагрузке и твёрдости колеса ; – коэффициент динамичности, зависящий от окружной скорости и степени точности изготовления зубьев [2, c. 40].

.

.

Окружная сила в зацеплении , Н:

. (22)

Н.

Нормальным модулем зацепления задаёмся в следующем интервале, мм:

, (23)

и округлим до стандартного значения [1, табл. 5].

мм, округлим до мм.

 

Суммарное число зубьев

. (24)

.

Число зубьев шестерни и колеса :

. (25)

Число зубьев колеса

. (26)

.

Фактическое передаточное число

. (27)

Отклонение уточнённого передаточного числа от ранее принятого

. (28)

Расхождение с принятым ранее передаточным числом не должно превышать

 

2,5%.при .

; – норма выполняется.

4.3 Геометрический расчёт цилиндрической передачи.

Делительные диаметры, мм:

. (29)

мм; мм.

 

Проведём проверку расчёта и убедимся, что

(30)

равно принятому значению. В формуле (27) – делительный диаметр шестерни, мм, а – делительный диаметр колеса, мм.

мм– верно.

Диаметр вершин зубьев, мм:

. (31)

мм; мм.

Диаметр впадин, мм:

(32)

мм; мм.

Определение рабочих контактных напряжений и напряжений изгиба, их сравнение с допускаемыми напряжениями.

Рабочее контактное напряжение , МПа:

. (33)

Допускается не более 10-15 % (недогрузка передачи) и

не более 3-5 % (перегрузка).

МПа МПа.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная сила ;

- радиальное усилие , Н:

. (34)

Н.

Рабочие напряжения изгиба , МПа:

, (35)

где – коэффициент нагрузки.

 

, (36)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых колёс ; – коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колёс ; – коэффициент динамичности, ; – коэффициенты формы зуба, принимаемый в зависимости от числа зубьев : , ; – коэффициент наклона зуба; для прямозубых передач .

Напряжения изгиба определяем отдельно для шестерни и колеса. Рабочее напряжение изгиба не должно превышать допускаемых больше, чем на 5%.

;

;

.

 

4.4 Ориентировочный расчёт валов

Проектирование вала начинаем с ориентировочного определения диаметра его выходного конца из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба:

, (37)

где – диаметр вала, мм; - вращающий момент, Н-м; – пониженное допускаемое напряжение, МПа. Для валов из стали 40 принимаем: – для быстроходного и тихоходного валов. Полученное значение округлим [2, с.161] до ближайшего значения.

=25мм.

Диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора, соединяемого с валом электродвигателя, независимо от результатов расчёта на прочность следует принимать не менее 0.8 диаметра вала электродвигателя для возможности соединения валов стандартной муфтой:

; мм, =28мм

, =3,5мм; мм.

мм, =32мм

 

 

, = 3, 5мм; мм.