Расчет быстроходной цилиндрической прямозубой передачи соосного редуктора

Из условия соосности межцентровые расстояния тихоходной и быстроходной передач должны быть равны между собой:

 

Определяем нормальный модуль зацепления . Для тихоходной ступени в целях обеспечения плавности работы редуктора и снижения шума в зацеплении модуль должен быть несколько выше, чем для быстроходной. Поэтому для быстроходной передачи принимаем модуль, предыдущий по значению из совокупности стандартных значений. Если модуль тихоходной ступени мм, то для быстроходной ступени принимаем мм.

Определяем число зубьев шестерни:

 

 

После округления принимаем

Определяем число зубьев колеса:

 

После округления принимаем

В связи с округлением чисел зубьев проведем корректировку передаточного числа ступени:

 

Диаметры делительных окружностей:

 

Диаметры окружностей вершин

-шестерни:

 

- зубчатого колеса:

 

 

Ширина венца:

- зубчатого колеса:

 

 

- шестерни:

 

 

Окружная скорость колес быстроходной ступени v:

 

Дальнейший расчет проводится по методике тихоходной ступени.

Выбор материалов зубчатых колес:

Материал шестерни: Сталь 45;

Материал зубчатого колеса: Сталь 35.

 

Вид упрочняющей термической или химико-термической обработки:

- материал шестерни: улучшение;

- материал колеса: улучшение.

 

Твердость:

- шестерни HB 280;

- колеса HB 245.

 

Предел выносливости:

 

 

- шестерни:

 

- зубчатого колеса:

 

Базовое число циклов контактного нагружения:

- материал шестерни:

- материал зубчатого колеса:

 

Эквивалентное число циклов воздействия контактных напряжений за время работы передачи (из энергокинематического расчета на валах шестерни и колеса):

- для шестерни:

 

 

- для зубчатого колеса:

 

 

Следовательно коэффициент долговечности: .

 

Коэффициент безопасности:

- для шестерни:

-для колеса:

 

Допускаемое контактное напряжение в зацеплении зубьев:

 

- шестерня:

 

 

 

- колеса:

 

 

Предел выносливости зубьев в условиях изгиба при базовом числе циклов воздействия напряжений изгиба:

 

 

- для шестерни:

 

 

- для зубчатого колеса:

 

 

Базовое число циклов изгибного нагружения:

 

 

Эквивалентное число циклов изгибного нагружения:

- для шестерни:

 

 

- для зубчатого колеса:

 

 

Следовательно коэффициент долговечности:

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев:

Коэффициент, учитывающий влияние деформационного и электрохимического упрочнения:

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки:

Коэффициент безопасности:

- для шестерни:

-для колеса:

Коэффициент запаса прочности при воздействии изгибающих нагрузок:

 

Допускаемое контактное напряжение в зацеплении зубьев:

- шестерня:

 

 

- колеса:

 

 

Окружная сила в зацеплении:

 

Рассчитаем действующие контактные напряжения по формуле:

 

Где

 

 

Проверим выполнение условия прочности по контактным напряжениям:

 

 

Определим степень снижения фактических контактных напряжений относительно допускаемых:

 

 

Определим параметры прочности на изгиб шестерни и колеса

 

Коэффициент формы зуба:

шестерни: зубчатого колеса:

Определим параметры прочности на изгиб:

-шестерни:

 

- колеса:

 

 

Принимаем решение, какой коэффициент формы зуба используем в дальнейшем расчете

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

Коэффициент динамической нагрузки:

 

Фактические напряжения изгиба определим по формуле:

 

 

Проверим выполнение условия прочности при изгибе:

 

 

Определим степень снижения фактических напряжений изгиба относительно допускаемых:

 

 

Выпишем окончательные расчетные значения основных параметров передачи:

 

Расчет цепной передачи

Исходные данные:

Передаточное число

Параметры на ведущем валу передачи:

- вращающий момент

- частота вращения

- мощность

 

Предварительно выбираем однорядную цепь типа ПР (приводную роликовую), т.к. такие цепи по износостойкости и экономическим показателям превосходят все остальные.

Определим расчетное число зубьев ведущей звездочки:

 

 

Округляем число ведущей звездочки до целого значения:

Определяем расчетное число зубьев ведомой звездочки:

 

 

Округляем число ведущей звездочки до целого значения:

Определяем допускаемое давление в шарнирах цепи при :

 

 

Так как число зубьев ведущей звездочки отличается от 13, то табличное значение [p]умножим на корректирующий коэффициент:

 

 

После подстановки значений параметров получим

 

 

Шаг цепи

Расчетное значение:

 

 

Стандартное значение шага:

Линейная скорость цепи:

 

 

Окружная сила, действующая со стороны зубьев ведущей звездочки на цепь:

 

 

Проекция цилиндрической опорной поверхности шарнира цепи на плоскость:

 

 

Давление в шарнирах цепи:

 

 

Проверка выполнения условия прочности по давлению в шарнирах цепи:

 

 

Межосевое расстояние:

 

 

Суммарное число зубьев звездочек:

 

 

Комплекс параметров:

 

 

Число звеньев цепи определяем по формуле:

 

После подстановки значений параметров получим:

 

 

Получаем число звеньев цепи округляем до четного числа:

Уточняем межосевое расстояние по формуле:

 

 

После подстановки значений параметров получим:

 

 

Диаметры делительных окружностей звездочек:

- ведущей:

 

 

- ведомой:

 

 

Масса одного погонного метра цепи:

Натяжение цепи от центробежных сил:

 

Коэффициент провисания цепи:

Натяжение цепи от провисания ведомой ветви определяется по формуле:

 

 

После подстановки значений параметров получим:

 

 

Разрушающая нагрузка при разрыве цепи:

Коэффициент запаса прочности цепи определяем по формуле:

 

 

После подстановки значений параметров получим:

 

 

Нормативный коэффициент запаса прочности:

Проверка выполнения условия прочности цепи:

 

 

Вывод о целесообразности увеличения рядов цепи:

- число рядов цепи

Нагрузку на валы звездочек определяем по формуле:

 

После подстановки значений параметров получим:

 

 

 

Предварительный расчет валов редуктора

 

Исходные данные:

Вращающий момент на ведущем валу

Вращающий момент на промежуточном валу

Вращающий момент на ведомом валу

Допустимое напряжение при кручении материала валов (сталь 45):

 

Расчет ведущего вала.

Определим минимально допустимый диаметр d вала, исходя из расчета на кручение по формуле:

 

 

После подстановки значений параметров получим:

 

 

Полученное значение диаметра округляем в большую сторону до ближайшего стандартного значения, и это число принимаем в качестве диаметра выходного участка вала:

Диаметр вала под уплотнение в соответствии с ближайшим стандартным значение принимаем равным диаметру выходного участка вала:

Диаметр вала под подшипники должен быть больше диаметра под уплотнение и оканчиваться цифрами 0 или 5. Принимаем

Диаметр вала под ступицу должен быть больше диаметра вала под подшипники не менее чем на 2 миллиметра и быть четным. Принимаем

Диаметр распорного бурта должен быть на 5…6 мм больше диаметра под ступицу. Принимаем

 

 

Рисунок 1 – Эскиз ведущего вала

 

Расчет промежуточного вала.

Определим минимально допустимый диаметр d вала, исходя из расчета на кручение по формуле:

 

 

После подстановки значений параметров получим:

 

 

Полученное значение диаметра округляем в большую сторону до ближайшего стандартного значения, и это число принимаем в качестве диаметра вала под ступицу:

Диаметр вала под подшипники должен быть больше диаметра под уплотнение и оканчиваться цифрами 0 или 5. Принимаем

Диаметр распорного бурта должен быть на 5…6 мм больше диаметра под ступицу. Принимаем

 

 

Рисунок 2 – Эскиз промежуточного вала

 

Расчет ведомого вала.

Расчет ведущего вала.

Определим минимально допустимый диаметр d вала, исходя из расчета на кручение по формуле:

 

 

После подстановки значений параметров получим:

 

 

Полученное значение диаметра округляем в большую сторону до ближайшего стандартного значения, и это число принимаем в качестве диаметра выходного участка вала:

Диаметр вала под уплотнение в соответствии с ближайшим стандартным значение принимаем равным диаметру выходного участка вала:

Диаметр вала под подшипники должен быть больше диаметра под уплотнение и оканчиваться цифрами 0 или 5. Принимаем

Диаметр вала под ступицу должен быть больше диаметра вала под подшипники не менее чем на 2 миллиметра и быть четным. Принимаем

Диаметр распорного бурта должен быть на 5…6 мм больше диаметра под ступицу. Принимаем

 

 

Рисунок 3 – Эскиз ведомого вала

 

 

⇐ Предыдущая1234

Поделиться: