- •6.Расчет подшипников 14
- •8.Расчет соединений 26
- •9.Расчет муфт 28
- •1. Выбор электродвигателя
- •2. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
- •3. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала
- •4. Расчёт зубчатых передач Пара зубчатых колес (z3 – z4)
- •4.1 Проектный и проверочный расчет зубчатых передач
- •Пара зубчатых колес (z2 – z1)
- •5.Эскизное проектирование валов.
- •6.Расчет подшипников
- •6.1.Выбор типа подшипников
- •6.2. Расчет подшипников на промежуточном валу
- •6.2.1.Определение сил, нагружающих подшипник
- •6.2.2.Выбор подшипника
- •6.2.3.Расчет на ресурс
- •6.3. Расчет подшипников на тихоходном валу
- •6.4.Расчет подшипников приводного вала
- •7. Расчет тихоходного вала
- •7.1 Расчетная схема
- •7.2. Расчет на статическую прочность
- •7.3. Расчет на сопротивление усталости.
- •Расчет соединений
- •8.1 Шпоночные соединения
- •8.2. Шпоночное соединение колеса с промежуточным валом редуктора
- •8.3. Шпонка на валу электродвигателя
- •8.4. Шпонка на тихоходном валу.
- •Расчет муфт
- •9.1. Расчет упругого элемента
- •9.2. Расчет упруго-компенсирующей муфты
- •10.Проектирование приводного вала.
- •11. Выбор посадок зубчатых колес, подшипников.
- •12. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.
- •13. Сборка редуктора.
4.1 Проектный и проверочный расчет зубчатых передач
1.1 Коэффициенты нагрузки
Для определения коэффициентов нагрузки определяем относительную ширину шестерни:
;
где - коэффициент ширины. Выбираем консольное расположение зубчатого колеса относительно опор =0,2…0,25;
В соответствии с полученным результатом, имеем:
(табл. 5.2[2]);
(табл. 5.3[2]);
Выбираем коэффициент режима , соответствующий 4 режиму работы. Рассчитываем коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца:
;
;
Определяем окружную скорость:
,
где коэффициент , т.к. передача цилиндрическая прямозубая и термообработка колеса – улучшение, шестерни – улучшение (табл. 5.4 [2]).
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности (табл. 5.5 [2]).
Для этой скорости и степени точности значение определяем:
(табл. 5.6[2]);
(табл. 5.7[2]);
Коэффициенты нагрузки находят из выражения:
при расчете на контактную выносливость ;
при расчете на изгибную выносливость .
1.2 Предварительное значение межосевого расстояния:
Принимаем , выбирая из ряда по ГОСТ 6636-69.
1.3 Рабочая ширина венца колеса
. Принимаем .
1.4 Рабочая ширина шестерни
.
1.5 Модуль передачи
,
где ;
.
Принимаем по ГОСТ 9563-60.
1.6 Суммарное число зубьев
.
Принимаем .
1.7 Число зубьев шестерни
.
Принимаем .
1.8 Число зубьев колеса
.
1.9 Фактическое передаточное число
.
1.10 Ошибка передаточного числа
.
1.11.Диаметры делительных окружностей
D3=
D4=
1.12.Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев
1.13.Силы, действующие на валы от зубчатых колес:
окружная сила =
радиальная сила
Пара зубчатых колес (z2 – z1)
Колесо z2
|
Шестерня z1 |
Исходные данные |
|
Материалы и термическая обработка: |
|
сталь 40Х, улучшение, НВ 235…262, НВср2=248,5; ; . |
сталь 40Х, ТВЧ, НRC 48…53, НRCср1=50,5; ;
|
Частота вращения вала колеса: .
Передаточное число: .
Срок службы передачи: 20000 ч.
Передача работает с режимом 2.
|
|
1 Коэффициент приведения (табл. 4.1 [2]) для расчетов на |
|
контактную выносливость изгибную выносливость |
|
2 Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на |
|
контактную выносливость (рис.4.3[2])
изгибную выносливость |
|
3 Суммарное время работы передачи: . |
|
4 Суммарное число циклов перемены напряжений |
|
|
|
5 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на |
|
контактную выносливость |
|
|
|
изгибную выносливость |
|
|
|
6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок (табл. 4.3 [2]). |
|
Контактная выносливость |
|
|
|
Изгибная выносливость |
|
|
|
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; . |
|
(табл. 4.3 [2])
|
(табл. 4.3 [2])
|
|
|
|
|
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение для шестерни и колеса: |
|
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; . |
|
(табл. 4.3 [2])
|
(табл. 4.3 [2])
|
|
|
|
|
1.1 Коэффициенты нагрузки
Для определения коэффициентов нагрузки определяем относительную ширину шестерни:
;
где - коэффициент ширины.
В соответствии с полученным результатом, имеем:
(табл. 5.2[2]);
(табл. 5.3[2]);
Выбираем коэффициент режима , соответствующий 4 режиму работы. Рассчитываем коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца:
;
;
Определяем окружную скорость:
,
где коэффициент , т.к. передача цилиндрическая прямозубая и термообработка колеса – улучшение, шестерни – улучшение (табл. 5.4 [2]).
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности (табл. 5.5 [2]).
Для этой скорости и степени точности значение определяем:
(табл. 5.6[2]);
(табл. 5.7[2]);
Коэффициенты нагрузки находят из выражения:
при расчете на контактную выносливость ;
при расчете на изгибную выносливость .
1.2 Принимаем , выбирая из ряда по ГОСТ 6636-69.
1.3 Рабочая ширина венца колеса
..
1.4 Рабочая ширина шестерни
.
1.5 Модуль передачи
,
где ;
.
Принимаем .5 по ГОСТ 9563-60.
1.6 Суммарное число зубьев
.
Принимаем .
1.7 Число зубьев шестерни
.
Принимаем .
1.8 Число зубьев колеса
.
1.9 Фактическое передаточное число
.
1.10 Ошибка передаточного числа
.
1.11.Диаметры делительных окружностей
d1=mn* z1=1.5*27=54(мм),
d2=mn* z2=1.5*133=266(мм).
Проверка d1+d2=54+266=320=2a.
1.12.Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев
da1= d1+2*mn=54+2*1.5=58,
df1= d1-2.5*mn=54-2.5*1.5=49
da2= d1+2*mn=266+2*1.5=270,
df2= d1+2*mn=266-2.5*1.5=264
1.13.Силы, действующие на валы от зубчатых колес:
окружная сила Ft=2*T2* 103/d2=(2*352.78*103 )/266=2625.48 (H),
радиальная сила FR= Ft*tg α=2625.48*0.364=955.5(H),