Схема привода с коническо-цилиндрическим двухступенчатым редуктором

где =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

       =0,85 – коэффициент вида конических колес.

                              =1,56 2

       Определяем число  зубьев колеса  и шестерни :

                              =78 шт.,                                (2.15а)[1, с.17]

                              шт.,                                     ( 2.15б)[1, с.17]

       Определяем фактическое  передаточное число  и проверяем его отклонение от заданного по формулам:

                                                                           (2.16)[1, с.17]

                                                                   (2.17)[1, с.17]

                              

          Определяем действительные углы  делительных конусов шестерни  и колеса              = arctg u =arctg 3,15=72,38                            

                         =90 - 72,39 =17,62                                                   Выбираем по [1, табл. 4.6] коэффициент смещения инструмента коэффициент смещения для прямозубой шестерни =0,14.

                                

              Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Диаметры	Для прямозубой передачи
Делительный:
шестерни	=2*25=50 мм
колеса	=2*78=155 мм
Вершин зубьев:
шестерни	=55 мм
колеса	=156 мм
Впадин зубьев:
шестерни	46 мм
колеса	153 мм

 

              Определяем средний делительный  диаметр шестерни  и колеса

  , мм:

                                    =0,857*50=42,85 мм,               (2.18а)[1, с.18]

                                    =0,857*155=132,8 мм             (2.18б)[1, с.18]

Проверочный расчет

              Проверяем пригодность заготовок  колёс:

=125 мм; =200 мм по [1, табл. 3.2]

                    =55+6=61 мм                                           (2.19)[1, с.18]

                    =8*2=16 мм                                                (2.20)[1, с.18]

2.3.  Проверка по контактным напряжениям

                                               (2.21)[1, с.19]

где - окружная сила в зацеплении, Н

                       ,                                                             (2.22)[1, с.19]

                       Н

       =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес другого вида;

       =1,13 – коэффициент динамической нагрузки.

                    =521,7 Н/мм

      521,7 Н/мм 537, 2 Н/мм .

 

 

 

 

 

2.4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

 

             Проверяем напряжение изгиба  зубьев шестерни  и колеса :

                    ,              (2.23)[1, с.19]

где  =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс;

        =1,77 – коэффициент динамической нагрузки;

        =1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

         =2,9; =3,6 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

                    =196,25 Н/мм

                                                                             (2.24)[1, .с19]

                 Н/мм

                  - условие выполнено.

   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

3.1. Выбор материалов зубчатых передач.Определение допускаемых напряжений

Так как в задании  нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками, пользуясь табл. 3.3 [2, с. 185]; для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость ; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - .

Допускаемые контактные напряжения

                                             (3.25) [2, с.90]

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее и термообработкой (улучшение)

;

где - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают ;

      - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности, =0,95;

     - коэффициент учитывающий скорость, =1;

     - коэффициент безопасности, =1,1 (для однородной структуры материала).

            Принимаем допускаемое напряжение по колесу:

=405,91 Мпа

 

 

3.2. Определение геометрических параметров цилиндрической передачи

Передаточное отношение  данной передачи:

4                                                           (3.26) [2, с.103]

            Межосевое расстояние определим по формуле (3.27)[1, с.10]:

  где  вспомогательный коэффициент;

         коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

         коэффициент ширины колеса в зависимости от межосевого расстояния;

         передаточное число быстроходной пары – из уравнения (3.26).

Таким образом:

По [2, с.51] округляем  до стандартного, т.е.

 Модуль передачи определим по формуле :

= =1,2 мм, примем m=2

где К -6,8

          Предварительные размеры колеса:

                                      (3.27)[1, с.13]

                                             (3.28)[1, с.13]

           Число зубьев шестерни:

                                                  (3.19)[1, с13]

        36*4=144                                                            (3.30)[1, с.13]

          Суммарное число зубьев:

                                                                  (3.31)[1, с.13]                                        

         

 

             Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры:

          2*36=72 мм                                                        (3.32а)[1, с.13]

          2*144=288 мм                                                     (3.32б)[1, с.13]

Диаметры вершин:

          =72+2*2=76 мм                                       (3.33а)[1, с.14]                     

          =288+2*2=292 мм                                      (3.33б)[1, с.14]

где  =1-коэффициент головки зуба;

Диаметры впадин:

          d=72-2.4*2=67.5 мм

          d=288-2.4*2=283.2 мм

Ширина шестерни и колеса:

           мм                                                         (3.34а)[1, с.11]

           0,25*180=45 мм                                              (3.34б)[1, с.11]

Окружная скорость колес

           4 м/с                                           (3.35)[1, с.15]

            По данной скорости назначаем 9-ю степень точности [1, таб. 2.5]

Определяем коэффициент ширины шестерни  по диаметру

                                                                           (3.36)[1, с.11]

             Проверочный расчет:

Межосевое расстояние: =180 мм;

Проверяем пригодность  колёс:

условие пригодности  колёс: D .

              Диаметр заготовки шестерни: D =76+6=82 мм;

              Размер заготовки колеса закрытой  передачи:       

              Предельные значения D =125и S =80 мм определяем

по табл. 2.2.(2).

      

 

3.3. Проверка по контактным напряжениям

         

                             (3.38)[1, с.15]

  

   363,188 Мпа 405,91 Мпа - условие прочности выполнено.

          Силы действующие в зацеплении

Окружная сила: Н                          (3.39)[1, с.19]

Радиальная сила: =1666* =3727 Н                  (3.40)[1, с.19]

3.4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

          Определяем по формуле:

                                                          (3.41)[1, с11]

где - коэффициент нагрузки:

     

      =1- коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 2.6]

      =1,5- коэффициент  динамической нагрузки [1, табл. 2.7]

       После всей  подстановки имеем: 

1*1,5=1,5

- коэффициент, учитывающий форму  зуба, зависящий от эквивалентного  числа зубьев z:

=3,7 ,    =3,61

         Допускаемое  напряжение при проверке зубьев  на выносливость по напряжениям изгиба.

                                                                                         ( 3.44)[2, с.90]

где - предел выносливости при эквивалентном числе циклов;

        - коэффициент запаса прочности.

           Для  стали 45 улучшенной при твёрдости НВ<350

                                        =1,8*НВ                                         ( 3.45) [2, с.90]

           Для шестерни

                                     =1,8*230=415 Мпа

            Для колеса

                                     =1,8*200=360 Мпа

           Коэффициент  запаса прочности

                                                                                  (3.46)[1, с.14]

где =1,75

для поковок и штамповок  =1

           Отсюда  1,75*1=1,75

          Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

             Для шестерни                 Мпа

             Для колеса                      Мпа

            Для шестерни отношение

                                         =83,7 Мпа,

            Для колеса

                                         =81,4 Мпа

           Дальнейший  расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

           Проверяем зуб колеса, по формуле (3.41):

         =128,33 Мпа   

         -условие выполнено.

 

4. Расчет валов

4.1. Расчет входного вала

             Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:

                                             (4.47)[3, стр. 108]

принимаем =28 мм.   (4.47)[3, стр. 108]

где =20 МПа – допускаемое напряжение по [3, стр. 107]

             Длина  ,                                     ( 4.48)[3, стр. 108]

             Определяем диаметр и длину  вала под подшипник, только  под уплотнение: 

   =28+2,2*2= 32 мм, принимаем 32 мм       (4.49) [3, стр. 108]

Высоту буртика t, координату фаски подшипника r и размер фаски f (мм) принимают в зависимости от диаметра d посадочной поверхности.

                                                (4.50) [3, стр. 108]

Определяем диаметр вала под подшипник:

=32+2*3=38мм, принимаем 40 мм.  (4.51) [3, стр. 108]

l -определяем графически на эскизной компоновке.

Диаметр под резьбу d определяем в зависимости от d .

Определяем нагрузки валов по [3, табл. 6.1, 6.2]

а) окружная:

                                                          (4.52) [3, стр. 97]

где Т =89,097 Н*м- вращательный момент на промежуточном валу.

                          Н

б) радиальная:

                          Н    (4.43) [3, стр. 97]

           в) осевая:                  Н                                                       ( 4.44) [3, стр. 97]

                Под муфту:

                =50* =335 Н                            (4.53) [3, стр. 97]

                Составляем расчетную схему ( рис.   ) и определяем величины реакций.

             1. Нагрузки в вертикальной плоскости:

 а) Определяем опорные реакции, Н

                            (4.54)

          Н

                                    ( 4.55)

         Н

               Проверка: -

  б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях, Н*м

                68,3*1000=68 Н*м

                Н*м

                Н*м

                 Н*м

 

              2. Нагрузка в горизонтальной плоскости:

    а) Определяем опорные реакции, Н

                              ( 4.56)

              Н

                                (4.57)

             Н

        Проверка:  -

   б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях, Н*м.

           Н*м