кр редуктор. Зап2. 0,98 кпд муфты 1,стр 6,табл 1 0,97 кпд цилиндрической передачи 1,стр 6,табл 1
![]()
|
1 2 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 1.4 Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления): Рэд= ![]() Рэд =5/0,72=6,94 кВт. 1.5 Частоты вращения барабана (третьего вала): ![]() 1.6 Определяем частоту вращения электродвигателя: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() По значению Рэди ![]() ![]() 1.7 Уточнение передаточных чисел редуктора ![]() где ![]() ![]() ![]() 1.8 Определение вращающих моментов на валах привода. ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2. РасчЁт редуктора 2.1. Расчёт червячной ступени. Исходные данные: и=10; Т=554Нм; п=100мин-1. График нагрузки ![]() ![]() 2.1.1. Выбор твёрдости, термической обработки и материала колес. Для колес из бронзы, имеющей предел прочности В>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учёта количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учёта количества циклов нагружения принимаем [H]2=173 МПа. Определим вращающие моменты на валах: Т31 = 1,4 ТН = 1,4 554 = 775,6(Нм); Т32 = ТН = 554 (Нм); Т33 = 0,25ТН = 0,25554 = 138,5 (Нм); Определим время действия вращающих моментов: ![]() ![]() ![]() Выбираем скорость скольжения и материал. ![]() ![]() Применяют бронзу БрО10Н1Ф1 1 группа стали [1,стр 31 табл. 2.14] [σ]Т = 165 МПа; σв = 385 МПа. 2.1.2. Определяем допускаемые напряжения изгиба: [σ]Нmax = 4 [σ]Т= 4 ∙ 165 = 660 МПа; [σ]Fmax =0,8 [σ]Т= 0,8 ∙ 165 = 132 МПа. 2.1.3 Определяют межосевое расстояние ![]() где Ка – коэффициент для косозубых передач, Ка = 610 [1,стр 31]; Кнв – коэффициент нагрузки Кнв = 1 [1,стр 31 табл 2.15] ![]() принимаем аW =120мм. 2.1.4. Число зубьев колеса. По таблице выбираем число зубьев червяка Z1 = 4. Z2 = Z1 · Uч = 4 · 10 = 40. 2.1.5. Модуль передачи: ![]() ![]() Принимаем m=5мм. 2.1.6. Коэффициент диаметра червяка: ![]() ![]() Принимаем q = 8 . 2.1.7. Коэффициент смещения: ![]() ![]() 2.1.8. Геометрические параметры червяка Диаметры червяка: d1 = q · m = 8 · 5 = 40 мм; da = d1 + 2m = 40 + 10 = 50 мм; df = d1 - 2,5m = 40 – 12,5 = 27,5 мм. Диаметры колеса: d2= m · z2 = 5 · 40 = 200 мм; dа2 = d2 + 2m(1 + x) = 200 + 10 ∙ (1 – 0) = 210 мм; df2 = d2 - 2m(1,2 - x) = 200 – 10 ∙ (1,2 + 0) = 188 мм. 2.1.9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям. ![]() где Zσ = 5350 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2.1.10. Силы в зацеплении. Окружная сила червяка: ![]() Радиальная сила: ![]() Окружная сила колеса: ![]() ![]() Радиальная сила: ![]() ![]() ![]() 2.1.11. Проверка зубьев колёс по напряжения изгиба: σϜ = ![]() где ![]() ![]() σϜ = ![]() ![]() ![]() 2.2. Расчёт цилиндрической ступени. Исходные данные: и=3,5; Т3=1863Нм; п3 = 28,57мин-1. 2.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса Примем в дальнейшем, что величины, имеющие индекс «1», относятся к шестерни, а с индексом «2» - к колесу. Определение допускаемых контактных напряжений ![]() ГОСТ 21354–75: ![]() где: ![]() нагружения; ![]() ![]() Вычислим ![]() ![]() Вычислим ![]() ![]() где ![]() ![]() передачи. Вычислим ![]() ![]() Вычислим ![]() ![]() где: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Вычислим ![]() ![]() принимаем ![]() Определим допускаемые контактные напряжения ![]() колеса: ![]() ![]() Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб Допускаемые напряжения изгиба ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Вычислим ![]() ![]() Вычислим ![]() ![]() где ![]() ![]() передачи. Т.к. ![]() ![]() ![]() Вычислим ![]() число циклов за весь срок службы передачи ![]() только при показателе степени ![]() ![]() Подставим полученные значения в формулу нахождения ![]() ![]() Значения ![]() ![]() Примем ![]() Подставим найденные значения ![]() ![]() ![]() ![]() нахождения ![]() ![]() ![]() Определение предельно допускаемых контактных напряжений При кратковременных нагрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям: ![]() ![]() ![]() Определение предельно допускаемых напряжений изгиба При кратковременных нагрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям. ![]() ![]() ![]() 2.2.2 Расчет межосевого расстояния ![]() ![]() где: ![]() ![]() ![]() колёса расположены симметрично , то ; ![]() ![]() ![]() ![]() нагрузки между зубьями, ![]() ![]() ![]() нагрузки по ширине зубчатого венца, ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Округляем до стандартного значения 190 мм ( из ГОСТ 6639-69) [ 1, с.410] 2.2.3 Определение модуля передачи m. ![]() 2.2.4 Суммарное число зубьев. ![]() 2.2.5 Число зубьев шестерни и колеса. ![]() ![]() 2.2.6 Фактическое передаточное отношение. ![]() где: ![]() ![]() ![]() 2.2.7 Определение геометрических размеров колес. ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2.2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. ![]() Zσ = 9600 ![]() ![]() ![]() ![]() 2.2.9 Силы в зацеплении. Окружная: ![]() ![]() Радиальная: ![]() ![]() ![]() Окружная: ![]() ![]() Радиальная: ![]() 2.2.10 Проверка зубьев колес по напряжения изгиба. ![]() ![]() ![]() ![]() напряжений, [ 1,стр 24, табл. 2.10 ] ![]() напряжений. [ 1,стр 24, табл. 2.10 ] ![]() ![]() ![]() ![]() 2.3 Расчет открытой конической передачи ![]() Колесо: материал – сталь 45, термообработка – улучшение; ![]() Шестерня: материал – сталь 45, термообработка – улучшение; ![]() Рассчитаем допускаемые контактные напряжения: ![]() ![]() ![]() 2.3.1 Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни: ![]() где Т1- вращающий момент на шестерне; u – передаточное число; σН =0,85 – для прямозубой конической передачи; К=30 – принимают в зависимости от твердости зубьев по таблице. Окружная скорость на среднем делительном диаметре: ![]() Где n1 – частота вращения шестерни. Принимаем прямозубые конические колеса 7-ой степени точности. Ресурс передачи при переменной нагрузке: ![]() Базовое число циклов: ![]() НВср – средняя твердость металла. NНО≤12·107 Коэффициент долговечности: ![]() Допускаемое контактное напряжение: ![]() SН=1,1 – для улучшенной стали. ZR=0.9…1 – коэффициент шероховатости. ZV=1…1,15 – коэффициент окружной скорости. Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности: ![]() KHV=1,38 – коэффициент внутренней динамической нагрузки, KHβ=1,12 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки, KHβ= KоHβ – для конических колес с прямыми зубьями, выбираемый по таблице, в зависимости от ψbd. ![]() 2.3.2 Угол делительного конуса шестерни: ![]() Внешнее конусное расстояние: ![]() Ширина зубчатого венца: ![]() 2.3.4 Внешний торцовой модуль передачи: ![]() КFV=1,77 – коэффициент динамической нагрузки. Неравномерность распределения напряжений: ![]() ![]() SF=1,7 – коэффициент запаса прочности для улучшенных зубчатых колес. 2.3.5 Предварительное число зубьев шестерни определяют по графику: для ![]() ![]() ![]() При H1 и H2 ≤ 350 HB: ![]() Число зубьев колеса: ![]() Внешний окружной модуль передачи: ![]() 2.3.6 Фактическое передаточное число: ![]() 2.3.7 Окончательное значение размеров колес: Углы делительных конусов шестерни и колеса: ![]() Делительные диаметры колес: ![]() Внешние диаметры колес: ![]() Коэффициент смещения шестерни: ![]() u=3,17 ![]() Коэффициент смещения для колеса: ![]() 2.3.8 Силы в зацеплении: Окружная сила на среднем диаметре шестерни: ![]() Осевая сила на шестерне: ![]() Радиальная сила на шестерне: ![]() Осевая сила на шестерне: ![]() Радиальная сила на шестерне: ![]() 2.3.9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям: ![]() Проверка зубьев колёс на усталостный изгиб: Напряжение изгиба в зубьях колеса: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2.3.10 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки: Проверка зубьев на контактную прочность: ![]() ![]() Проверка зубьев на прочность по напряжениям изгиба: ![]() 3. РасчЁт валов 3.1. Ориентировочный расчёт валов. ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Окончательные значения диаметров валов: d1 = 30мм; d2=55мм; d3=80мм; d4 =120мм. 3.2. Тихоходный вал. d3=80мм. 3.2.1. Расчёт на статическую прочность. Расчёт проводим в следующей последовательности: по чертежу вала составляем расчётную схему, на которые наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям. Затем определяем реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этих же плоскостях строим эпюры изгибающих моментов ![]() ![]() ![]() Исходные данные: Ϝt = 12588Н; Ϝr=4528Н; а =50мм; b=80мм. Горизонтальная плоскость: ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка: ![]() Вертикальная плоскость: ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка: ![]() 1 2 |