Степень точности

9 степень точности

Допускаемая нагрузка передачи не более 100%, следовательно условие соблюдается.

Проверить напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

Где:

m - модуль зацепления, мм;

 - ширина зубчатого венца колеса, мм;

 - окружная сила в зацеплении, Н;

= 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

= 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

= 1,28 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

 - коэффициент, учитывающий наклон зуба

 и  - допустимые напряжения изгиба шестерни и колеса, ;

Условие соблюдается, т.к.  и .

Определение параметров зацепления быстроходной (косозубой) передачи

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

 

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

11°28΄

Необходимое условие выполняется.

Определяем фактическое передаточное число  и проверяем его отклонение  от заданного:

;

Условие соблюдается. Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм

Диаметры делительной и начальной окружностей шестерни и колеса

 

 мм

 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса

 

 мм

мм

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

 мм

 мм

Рабочая ширина венца колеса

 мм

 мм

 

Проверочный расчет второй передачи

Проверяем межосевое расстояние:

Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес:

;

Диаметр заготовки шестерни мм

Размер заготовки колеса мм

Условия соблюдаются

Проверяем контактные напряжение ,

Где:

К= 463 - Вспомогательный коэффициент для косозубой передачи;

окружная сила в зацеплении;

= 1,1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

 - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи

; 9 степень точности

Допускаемая нагрузка передачи не более 10%, следовательно условие соблюдается.

Проверить напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

Где: m - модуль зацепления, мм;  - ширина зубчатого венца колеса, мм;  - окружная сила в зацеплении, Н;

= 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

= 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

= 1,04 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

 - коэффициент, учитывающий наклон зуба

 и  - допустимые напряжения изгиба шестерни и колеса, ;

Условие соблюдается, т.к.  и .

Расчет открытых передач

1. Определяем расчетный диаметр ведущего шкива , Клиновой ремень сечения А (по номограмме):

2. Определяем диаметр ведомого шкива , мм:

Где:  - передаточное число открытой передачи,  - коэффициент скольжения ()

Из стандартного ряда выбираем

3. Определяем ориентировочно межосевое расстояние

Где  - высота сечения клинового ремня.

4. Определяем расчетную длину ремня

5. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

6. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива a1, град:

условие выполняется.

7. определяем скорость ремня:

Где  - допускаемая скорость для клиновых ремней .

8. определяем частоту пробегов ремня

Где  - допускаемая частота пробегов ремня = 30

9. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

 - допускаемая приведенная мощность, выбирается в зависимости от типа ремня, его сечения,

скорости и диаметра ведущего шкива, С - поправочные коэффициенты.

10. Определяем число клиньев поликлинового ремня z:

11. Определяем силу предварительного натяжения

12. Определяем окружную силу

13. Определяем силы натяжения ведущей  и ведомой  ветвей:

,

14. Определяем силу давления вала

 

Проверочный расчет

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

Где а)  - напряжения растяжения, Н/

б)  - Напряжения изгиба, Н/

в)  - Напряжение центробежных сил, Н/

 Н/

г) =10 Н/ - для клиновых ремней

 Н/

Условие соблюдается, так как

Составим табличный ответ:

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой	Число пробегов ремня	9,2
Сечение ремня	А	Диаметр ведущего шкива	100
Количество ремней	3	Диаметр ведомого шкива	200
Межосевое расстояние	209	Максимальное напряжение	8,6
Длина ремня	900	Начальное напряжение ремня	73
Угол обхвата	153°	Сила давления ремня на вал	426

Расчет составляющих усилий в зацеплении

Для первой ступени (цилиндрическая, прямозубая):

На колесе. Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

 Н

где

На шестерне:

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

 Н

Для второй ступени (цилиндрическая, косозубая):

На колесе

Окружная сила:

Н

 

Радиальная сила:

 Н

где , .

Осевая сила угла наклона:

Н.

На шестерне:

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

 Н

Осевая сила угла наклона:

Н.

Для клиноременной передачи:

Радиальная сила:

 

Проектный расчет валов

 

Эскизная компоновка редуктора

Выбор материалов валов и их механические характеристики.

Вал	Марка стали		Термообработка	Твердость заготовки
Быстроходный	45	125	У	235…262	780	540
Промежуточный	45	125	У	235…262	780	540
Тихоходный	45	125	У	235…262	780	540

 

Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

Определяем геометрические параметры ступеней валов.

Быстроходный вал - шестерня цилиндрическая;

Первая ступень под элемент открытой передачи. (шкив)

Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Третья ступень под шестерню.

 - определяется графически на эскизной компоновке.

Четвертая ступень под подшипник.

Промежуточный вал;

Первая ступень под подшипник

Вторая ступень под шестерню и колесо.

 - определяется графически на эскизной компоновке.

Третья ступень под подшипник.

,

Тихоходный вал;

Первая ступень под элемент открытой передачи. (шкив)

Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Третья ступень под колесо.

 - определяется графически на эскизной компоновке.

Четвертая ступень под подшипник.

Предварительный выбор подшипников качения

Быстроходный вал:

Выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники 106, особо мягкая серия.

Промежуточный вал: 107

Тихоходный вал: 109

Вал	Размеры Ступеней				Подшипники
					Типо- размер	dхDхB, мм	Динамическая грузоподъемность	Статическая грузоподъемность
Быстроходный	24	30	36	30	105	30х52х13	13,3	6,8
	36	45	-	14
Промежуточный	35	43	35	-	107	35х62х14	15,9	8,5
	21	-	21	-
Тихоходный	40	45	55	45	109	45х75х16	21,2	12,2
	48	56	-	17,6

Расчетная схема валов редуктора

 

Быстроходный вал.

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Проверка

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

 

Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

 

Строим эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

 

Промежуточный вал

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Проверка

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

 

Горизонтальная плоскость. Определяем опорные реакции:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

 

Строим эпюру крутящих моментов:

 

Определяем суммарные радиальные реакции

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Тихоходный вал

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Проверка

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

Строим эпюру крутящих моментов:

 

Определяем суммарные радиальные реакции

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Проверочный расчет подшипников

 

Быстроходный вал (106)

Определяем отношение V=1 - коэффициент вращения.

Определяем отношение

По таблице находим: e=0,14 Y=2,6; по соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

Определяем динамическую грузоподъемность

Подшипник пригоден. Определяем долговечность подшипника

Условие выполнено

Промежуточный вал (107)

Определяем отношение V=1 - коэффициент вращения.

Определяем отношение

По таблице интерполированием находим: e=0,26 Y=1,74;

По соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

Определяем динамическую грузоподъемность

Подшипник пригоден. Определяем долговечность подшипника

Условие выполнено

Тихоходный вал (109)

Определяем отношение V=1 - коэффициент вращения.

Определяем отношение

По таблице интерполированием находим: e=0,24 Y=1,9;

По соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

Определяем динамическую грузоподъемность

Подшипник пригоден. Определяем долговечность подшипника

Условие выполнено

Проверочный расчет валов

 

Быстроходный вал

Сечение А-А

Определить напряжение в сечении А-А

Нормальные напряжения изменяются оп симметричному циклу.

Где ;

М - суммарный изгибающий момент в этом сечении.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу

Где ;

М - крутящий момент в этом сечении.

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

Где  (по таблице)

Определить пределы выносливости в расчетном сечении.

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Определить общий коэффициент запаса прочности.

Условие выполнено.

Промежуточный вал

Сечение Б-Б

Определить напряжение в сечении Б-Б

Нормальные напряжения изменяются оп симметричному циклу.

Где ;

М - суммарный изгибающий момент в этом сечении.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу

Где ;

М - крутящий момент в этом сечении.

Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

Где  (по таблице)

Определить пределы выносливости в расчетном сечении.

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Определить общий коэффициент запаса прочности.

Условие выполнено.

 

Тихоходный вал

Сечение В-В

Определить напряжение в сечении В-В

Нормальные напряжения изменяются оп симметричному циклу.

Где ;

М - суммарный изгибающий момент в этом сечении.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу

Где ;

М - крутящий момент в этом сечении. Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

Где  (по таблице). Определить пределы выносливости в расчетном сечении.

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Определить общий коэффициент запаса прочности.

Условие выполнено.

Проверочный расчет шпонок

Промежуточный вал, шпонка 12х8х45

Условие прочности:

определяем рабочую длину шпонки:

Определяем площадь смятия:

проверяем условие прочности:

Условие выполняется.

Промежуточный вал, шпонка 16х10х60

Условие прочности:

определяем рабочую длину шпонки:

Определяем площадь смятия:

проверяем условие прочности:

Условие выполняется.

Выбор сорта масла

Смазывание редуктора.

Способ смазывания.

Применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием)

Выбор сорта масла.

Зависит от значения расчетного контактного напряжения и фактической окружной скорости колес. По таблице выбираем масло индустриальное 4-Г-А-46

Определение уровня масла.

При окунании в масляную ванну цилиндрического колеса:

Контроль уровня масла.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируем круглым маслоуказателем.

Список литературы

1.  Кудрявцев В.Н. «Курсовое проектирование деталей машин». - Л.: Машиностроение, 1984.

2.  Ануриев И.В. «Справочник конструктора - машиностроителя». - Л.: Машиностроение, 1985.

3.  Янсон А.А. «Расчет цилиндрических зубчатых передач» методические указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов всех специальностей. - Л.: 1991.

4.  Янсон А.А. «Конструирование зубчатого редуктора» методические указания к курсовому проекту. - Л.: 1985.