- •2. Кинематический расчет привода. Подбор двигателя.
- •3. Предварительный расчет валов.
- •3.1 Расчет быстроходного вала:
- •3.2 Расчет среднего-1 вала:
- •3.3 Расчет среднего-2 вала:
- •3.4 Расчет тихоходного вала:
- •4. Расчет зубчатых передач.
- •4.1. Выбор материала зубчатых передач, определение допускаемых напряжений.
- •4.2Расчет конической предачи.
- •4.2.2. Проверочный расчет.
- •4.3 Расчет цилиндрической передачи-1.
- •4.3.1. Проектный расчет.
- •4.3.2. Проверочный расчет.
- •4.4 Расчет цилиндрической передачи -2.
- •4.4.1. Проектный расчет.
- •4.4.2. Проверочный расчет.
- •5. Определение нагрузок на валах.
- •6. Проверочный расчет валов.
- •7. Проверочный расчет подшибников.
- •8. Расчет валов на динамическую нагрузку.
- •9. Выбор муфт.
- •11. Список литературы.
- •1.Кинематическая схема привода.
3.2 Расчет среднего-1 вала:
Минимальный диаметр вала:
где Mk – крутящий момент на валу, Mk = 47,6 H*м;
[]к – допустимое напряжение кручения, но так как при расчете мы не учитываем напряжения изгиба, то напряжение кручения принимаем заниженным, []к =20 МПа [2 cт.110].
Диаметр ступени под место уплотнения:
где t=2 мм. [2, cт.113] – значение высоты буртика.
Диаметр вала в месте под подшипник:
dподш. dуплот.
Примем dуплот.=dподш.=25 мм., так как стандартный диаметр внутреннего кольца радиально-упорного, роликового подшипника равен 25мм. ГОСТ27365-87.
Диаметр ступени вала под шестерню и колесо:
где r= 2мм. – координаты фаски подшипника. [2, cт.113]
3.3 Расчет среднего-2 вала:
Минимальный диаметр вала:
где Mk – крутящий момент на валу, Mk = 230,9 H*м;
[]к – допустимое напряжение кручения, но так как при расчете мы не учитываем напряжения изгиба, то напряжение кручения принимаем заниженным, []к =20 МПа [2 cт.110].
Диаметр ступени под место уплотнения:
где t=2,5 мм. [2, cт.113] – значение высоты буртика.
Диаметр вала в месте под подшипник:
dподш. dуплот.
Примем dуплот.=dподш.=45 мм., так как стандартный диаметр внутреннего кольца радиально-упорного, роликового подшипника равен 45мм. ГОСТ27365-87.
Диаметр ступени вала под шестерню и колесо:
где r= 2,5мм. – координаты фаски подшипника. [2, cт.113]
3.4 Расчет тихоходного вала:
Минимальный диаметр вала:
где Mk – крутящий момент на валу, Mk = 873,1 H*м;
[]к – допустимое напряжение кручения, но так как при расчете мы не учитываем напряжения изгиба, то напряжение кручения принимаем заниженным, []к =20 МПа [2 cт.110].
Округлим до стандартного значения, dmin=70мм ГОСТ 12080-66
(ГОСТ стандартизирует размеры концов валов).
Диаметр ступени под место уплотнения:
где t=3,5 мм. [2, cт.113] – значение высоты буртика.
Диаметр вала в месте под подшипник:
dподш. dуплот.
Примем dуплот.=dподш.=75 мм., так как стандартный
диаметр внутреннего кольца радиально-упорного, роликового подшипника равен 75мм. ГОСТ27365-87.
Диаметр ступени вала под шестерню и колесо:
где r= 3,5мм. – координаты фаски подшипника. [2, cт.113]
4. Расчет зубчатых передач.
4.1. Выбор материала зубчатых передач, определение допускаемых напряжений.
4.1.1. Вид термообработки(сталь 45):
колеса – улучшение(HB260);
шестерня - улучшение(HB300);
Примечание: для всех шестерней и колес выберем один материал, вид термообработки.
4.1.2. Определим допускаемые контактные напряжения:
где H.lim. = 650 МПа для стали 45 [3 таб.2.2 cт.13];
SH - коэф. запаса прочности, при термообработке
улучшение SH = 1,1 [3 cт.13];
ZR – коэф. влияния шероховатости, ZR = 0,95 [3 cт.13];
ZN - коэф. долговечности;
где NHG-число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.
NHG2 = 26*106 – для шестерни, 260HB; [2 таб.3.3 cт.55]
NHG1 = 18*106 – для колеса, 300HB; [2 таб.3.3 cт.55]
- эквивалентное число циклов нагружения;
n3 – число зацеплений зубьев (для нас везде n3=1).
- время работы агрегата(час).
Кгод – годовой коэф., Кгод =0,6
Ксут – суточный коэф., Ксут =0,29
- коэффициент распределения нагрузки.
Lk=5*365*0,6*24*0,29*0,51=3886,8 часов
Вычисляем Nk, Zn, []H , для всех шестерен и колес на всех ступенях редуктора, и заносим результат в таблицу 2.
Таблица 2. Допустимые напряжения.
Параметр |
Коническая передача |
Цилиндрическая передача-1 |
Цилиндрическая передача-2 | |||
Шестерня |
Колесо |
Шестерня |
Колесо |
Шестерня |
Колесо | |
Nk |
329*106 |
66*106 |
66*106 |
13*106 |
13*106 |
3,32*106 |
Zn |
1 т.к.Nk >NHg |
1 - |
1 - |
1,055 |
1,115 |
1,325 |
[]H ,МПа |
561,3 |
561,3 |
561,3 |
592,2 |
645,5 |
729,7 |
|
1 т.к.Nk >YFg |
1 - |
1 - |
1 - |
1 - |
1,03 |
[]F ,МПа |
191 |
191 |
191 |
191 |
191 |
197 |
4.1.3. Определим допускаемые напряжения изгиба:
где F.lim. = 500 МПа предел выносливости [3 таб.2.3 cт.14];
SF - коэф. запаса прочности, для простых колес
SF = 1,7 [3 cт.15];
YR – коэф. влияния шероховатости, YR = 1 [3 cт.14];
YA – коэф. двустороннего приложения нагрузки(YA =0,65
для нормализированной и улучшенной стали)
YN - коэф. долговечности.
где YHG = 4*106 – число циклов, соответствующие перелому
кривой усталости.
Nk - вычислен в пункте 4.1.2;
Вычисляем Yn, []F , и заносим результат в таблицу 2.