- •Оглавление
- •Техническое задание на проект
- •Расчет зубчатых передач редуктора
- •Проверку ведем по материалу шестерни
- •Проверку ведем по материалу колеса
- •Проверку ведем по материалу колеса
- •Проектный расчет валов
- •Проверочный расчет валов на статическую прочность
- •Подбор подшипников и проверка их на долговечность
- •Список литературы
- •Приложение
Проверку ведем по материалу колеса
σF4=YF4*Yε*Yβ*Wt/m=3,75*1*1*6,3/0,5=47,25 МПа
σF4<σFP4=225 МПа
Окончательные размеры зубчатых колес
d3=m*z3=11,5 мм
d4=m*z4=57 мм
dа3=d3+2*m=12,5 мм
dа4=d4+2*m=58 мм
df3=d3-3*m=10 мм
df4=d4-3*m=55,5 мм
а3-4=m*(z3+z4)/2=34,5 мм
b3=bw+2=10+2=12 мм
b4=bw=10 мм
Открытая цилиндрическая передача (колеса 5-6)
Исходные данные для расчета: крутящий момент на ведомом колесе Т6=8,6 Н*м; w6=2,09 с-1; uцил.отк.(5-6)=6.
Выбираем материал зубчатых колес в соответствии с рекомендациями. Для шестерни (ведущего колеса) сталь 45 нормализация НВ5=210; для колеса (ведомого) сталь 35 нормализация НВ6=190.
Допускаемые контактные напряжения σНР для зубьев открытой передачи меньше, чем для закрытых передач, в KL раз. Коэффициент KL, зависящий от условий смазки, принимаем равным KL=0,9, тогда
σНР6=409,9*0,9=368,91 МПа
σНР5=400,95 МПа
Допускаемые напряжения изгиба зубьев:
σFP5=235 МПа
σFP6=225 МПа
2. Межосевое расстояние передачи
, мм
Для прямозубой передачи Ka=495. Приняв ψba=0,3;
ψbd=ψba*(u+1)/2=0,3*(6+1)/2=1,05; Kβ=1,2; получим а5-6>=66,35 мм
Модуль передачи m=(0,01-0,02)*а5-6=0,015*66,35=0,995. Принимаем m=1 мм по ГОСТу 9563-60.
Число зубьев колес z5=2*а5-6/m*(u+1)=2*66,35/1*(6+1)=18,96
Округляем до целого z5=19
z6=u*z5=4,8*23=133
Уточняем межосевое расстояние
a5-6=m*(z5+z6)/2=1*(19+133)/2=76 мм
Делительные диаметры
d5=m*z5=1*19=19 мм
d6=m*z6=1*133=133 мм
Расчетная ширина колеса
bw=ψba*а5-6=23 мм
Принимаем bw=23 мм
Усилия в зацеплении
Окружная сила Ft=2000*Т6/d6=129,32 Н
Радиальная сила Fr=Ft*tgα=129,32*tg20о=47,06 Н
Осевая сила Fа=Ft*tgβ=0
Окружная скорость
v=w6*d6/2000=0,14 м/с
Назначаем 8-ю степень точности передачи, тогда, Кv=1.
Расчетная удельная окружная сила
Wt=Ft*Kβ*Кv/bw=129,32*1,2*1/23=6,75 Н/мм
Фактическое контактное напряжение
Допускаемое напряжение σНР6=368,91 МПа, следовательно σН<σНР6
Проверочный расчет по напряжениям изгиба
В зависимости от z5 и z6 определяем YF5=4,18; YF6=3,75
Вычисляем
σFP5/YF5=235/4,18=56,2
σFP6/YF6=225/3,75=60
Проверку ведем по материалу колеса
σF6=YF6*Yε*Yβ*Wt/m=4,18*1*1*6,75/1=28,2 МПа
σF6<σFP6=225 МПа
Окончательные размеры зубчатых колес
d5=m*z5=19 мм
d6=m*z6=133 мм
dа5=d5+2*m=21 мм
dа6=d6+2*m=135 мм
df5=d5-2,5*m=16,3 мм
df6=d6-2,5*m=130,3 мм
а5-6=m*(z5+z6)/2=76 мм
b5=bw+2=20+2=25 мм
b6=bw=23 мм
Проектный расчет валов
Минимальный диаметр вала определяется из расчета на кручение по формуле
где Т – крутящий момент на валу (Н*м); [τ]к – допускаемое напряжение при кручении; [τ]к=(15-30) МПа.
d1>=2,7 мм
d2>=4,8 мм
d3>=7,35 мм
Размеры диаметров валов на всех участках назначаются в соответствии с рекомендациями.
Номер вала |
Участок вала | ||
Диаметр | |||
Выходного конца |
Вала под подшипниками |
Вала под зубчатыми колесами | |
d1 |
6 |
6 |
Совместное исполнение |
d2 |
- |
6 |
Совместное исполнение |
d3 |
10 |
12 |
16 |
Выбор муфты
Для смягчения толчков выбираем эластичную поводковую муфту (муфта 8-1 ОСТ МЭП).
Выбор смазки
В данном примере для смазки передач назначаем консистентную смазку ЦИАТИМ-221.