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.