ДЛЯ ПЕЧАТИ!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!. Введение Краткое описание работы привода

• Название: Введение Краткое описание работы привода
• Дата: 14.10.2022
• Размер: 2.25 Mb.
• Имя файла: ДЛЯ ПЕЧАТИ!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!.doc
• Тип: Документы; #734141
• страница: 4 из 6

Диаметр ступицы:

d_ст1(2) =(1.6 – 2.0)∙d_в1(2) (3.19)

d_ст1 = 1.8 ∙ 34 = 58 мм

Длина ступицы:

_{,l-ст1(2).=,B-3.+,d-в} (3.20)

,l-ст1.=,112-3.+22=60, мм

Ширина обода В,мм определяется по формуле:

В=(Y-1)t+2f,

гдеY- число канавок
62 ≥ 1.54 34 = 55 - условие выполняется



4. Расчет цилиндрической косозубой закрытой передачи

Зубчатая передача (редуктор), выполненный в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

4.1. Выбор материала передач

Для вала-шестерни принимаем материал Сталь 40Х ГОСТ 1050-88 со следующими характеристиками: твердость НВ=240, предел прочности МПа, предел текучести =540 МПа.

Для зубчатого колеса принимаем материал Сталь 40х ГОСТ 1050-88 со следующими характеристиками: твердость НВ=260, предел прочности

=780 МПа, предел текучести =640 МПа .
4.2. Проектировочный расчет закрытых закрытых передач на контактную выносливость
Проектировочный расчет служит для предварительного определения размеров.

При проектировочном расчете ориентировочно определяют начальный диаметр шестерни (мм) по формуле:

(4.1)

где К_d – коэффициент вспомогательный, МПа для косозубой 675; Т₁ – исходная расчетная нагрузка, Нм (Т₁ = 89,96 Нм); – коэффициент ширины зубчатого венца, определяем в соответствии с таблицей 3.4.; – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца, принимают в зависимости от по графику 3.2(а) [1] ; U – передаточное число; – допускаемое контактное напряжение, МПа, определяют для шестерни и колеса.

, (4.2)

где – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений;


, (4.3)

где – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений принимают из таблице 3.2. [1]; – коэффициент долговечности ; – коэффициент безопасности ; – коэффициент учитывающий шероховатость зубьев; – коэффициент учитывающий окружную скорость колеса; – коэффициент учитывающий влияние смазки; – коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса, в соответствии с ГОСТ 21354-75 значение

МПа

МПа

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

МПа

Для колеса:

МПа

Для расчета допускаемое напряжение определяем по формуле:

_{ } (4.4)

МПа

Данное значение должно удовлетворять условию , где – меньше из двух значений допускаемого напряжения колеса и шестерни.



Условие выполняется.

мм,

Начальный диаметр зубчатого колеса

(4.5)

мм

Межосевое расстояние:

(4.6)

мм

Определим модуль зацепления:



мм

Стандартные значения модуля: , согласно ГОСТ 9563.

Число зубьев шестерни:

(4.7)

где β – угол наклона линии зуба. Принимаем β=15⁰.





Принимаем .

Число зубьев колеса:

(4.8)

.

Принимаем .
Уточняем передаточное число:

(4.9)

.

Уточняем угол наклона зубьев:

(4.10)

.

Уточняем делительный диаметр окружности шестерни:

(4.11)

мм.

Колеса:

мм.

Уточненное межосевое расстояние:

мм.

Окружная скорость:

, (4.12)

где ω₁ – угловая скорость вала шестерни. ω₁=26,3 с^-1.

м/с

Степень точности передачи – 9 таблице 2.2 [1].

Рабочая ширина венца шестерни и колеса:

, (4.13)

мм,

Примем b₁=55,8 мм.
4.3. Проверочный расчет закрытых зубчатых передач на контактную выносливость.
Проверочный расчет на контактную выносливость определяют по формуле (4.14):

, (4.14)

где Z_н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев Z_н=1,42 [c.38,1]; Z_м – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубьев колес Z_м=275[c.38,1]; Z_е – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии Z_е=0,8[c.38,1]; – удельная расчетная окружная сила, Н/мм:

, (4.15)

К_нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями К_нα=1,05; К_нβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца К_нβ=1,03; К_нv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении К_нv=1.

Н/мм

МПа









Перегрузка составляет 2,5%, что допустимо.
4.4. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
Расчетное напряжение изгиба зубьев (МПа) определяют по формуле:

, (4.16)

где – удельная расчетная окружная сила.

, (4.17)

где – крутящий момент на валу шестерни _{ } Нм; – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ; – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца рисунку 2.1 (б) [1]; – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении таблице 3.7 [1]; – коэффициент, учитывающий форму зуба рисунку 3.3 [1]; – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев ; – коэффициент, учитывающий наклон зубьев

_{ }.

_{ }Н/мм

Определим допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе:

, (4.18)

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа

, (4.19)

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа таблице 3.2 [1]; – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба ,1 [с.32,1]; – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения [с.32, 1]; – коэффициент, учитывающий влияние двухсторон него приложения нагрузки

[с.32, 1];

– коэффициент долговечности .[ с.32, 1].

Определяем значение :

_{ }МПа,

_{ }МПа.

– коэффициент безопасности;

, (4.20)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала [с29,1]; – коэффициент, учитывающий способ получения заготовок таблице 3.1[1];
,

– коэффициент, учитывающий градиент напряжения рисунку 3.1 [1]; – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности [с.33, 1]; – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса рисунку 2.5 [1].

_{ }МПа,

_{ }МПа.





Проверочный расчет зубчатой передачи производим для зубчатого колеса 79,8<95,7 условие выполняется.
4.5. Определение параметров зубчатых колес.


Рисунок 4.1.- Основные параметры зубчатых колес
Диаметр вершин:

(4.21)

_{ }мм

_{ }мм

Высота головки зуба:

(4.22)

_{ }мм
Высота ножки зуба:

(4.23)

_{ }мм

Толщина обода:

(4.24)

_{ }мм

Длина ступицы:

, (4.25)

где d – диаметр вала под ступицей колеса.

_{ }мм

Диаметр ступицы:

(4.26)

_{ }мм

Толщина диска, связывающего ступицу и обод:

(4.27)

_{ } мм

Диаметр отверстий в диске:

(4.28)

(4.29)



_{ }мм

Окружность центров отверстий:

4.30

_{ }мм

4.6. Определение усилий в зацеплении.

Определение усилий в зацеплении зубчатых колес необходимо для расчета валов и подбора подшипников. Усилия определяют по формулам, приведенным ниже.



Рисунок 4.2.- Усилия в зацеплении зубчатых колес.



Найдем усилия для косозубой передачи:

Окружное:

, (4.31)

где Т – крутящий момент на валу, Нмм; – диаметр начальной окружности цилиндрического колеса.

_{ }Н

_{ }Н

Радиальное:

, (4.32)

где – угол зацепления (стандартный ); – угол наклона линии зуба_{ }.

_{ }Н

_{ }Н

Осевое: (4.33)

_{ }Н

_{ }Н


5. Выбор конструкций и ориентировочный расчёт валов

5.1 Расчет валов




Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.п.) и передачи крутящего момента.

Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между, опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжении кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Диаметр вала (мм) определяют по формуле:

, (5.1)

где Т - крутящий момент на рассматриваемом валу (Нмм), [] - пониженные допускаемые напряжения кручения (Н/мм²).

Для валов, изготавливаемых из сталей 35, 40. 45, 40Х, 40ХН. допускаемые напряжения принимаются:

- выходных концов вала [] = (15-40) МПа;

- промежуточных валов в местах посадки колес [] = (10-20) МПа.
Обычно применяется ступенчатая конструкции валов (рис 5.1), которая обеспечивает удобство сборки и разборки, а также простоту фиксации детали от осевого перемещения. Материал, из которого изготовлены валы, предварительно принимаем Сталь 40Х

Входной вал

_{ }мм

Принимаем d=47мм

d₁=47 мм – под шкив;

d₂=47+6=53 мм – под уплотнение с учетом стандарта на них;

d₃=53+2=55 мм – под внутренние кольцо подшипника с учетом стандартного значения;

d₄=55+8=63 мм – под зубчатое колесо.


Рисунок 5.1.- Конструкция входного вала.
Выходной вал

_{Рисунок 5.2. –Конструкция выходного вала
 }мм

Принимаем d=50 мм;

d₁=50 мм;

d₂=50+6=56 мм;

d₃=56+8=64 мм;

d₄=64+5=69 мм;

d₅=69+5=74 мм.

5.2 Подбор шпоночных соединений
Сечение шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала по таблице 11.4 [1] , длину шпонки – по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до
стандартной:

l_шп=l_ст-(3-7) (5.2)



где l_шп - длина шпонки, мм

l_ст – длина ступицы, мм

Для вала-шестерни:

l_шп=110,4-4=106,4мм

Для ведомого вала:

а) под колесо

l_шп=63-4=59мм

б) под муфту

l_шп=74-7=67мм



6. Выбор подшипников, расчёт элементов корпуса и эскизная

компоновка
6.1. Предварительный выбор подшипников
Тип подшипника выбирается в зависимости от величины и направления сил, действующих на опоры, характера нагрузок, частоты вращения вала, требуемого срока службы и т.п. В соответствии с выбранным типом подшипника и посадочным диаметром d₃ по таблицам стандартов предварительно принимают подшипники средней серии. Принимают минимальный угол контакта для радиально-упорных подшипников.

Определяем усилия в зацеплении зубчатых колес и выбираем тип подшипника по отношению F_а/F_r.

Если то нужно применять шариковые радиальные подшипники.

Если ,то нужно применять шариковые радиально-упорные подшипники.

Если ,то нужно применять роликовые радиально-упорные подшипники.



Принимаем шариковые радиально-упорные подшипники.

средней серии (по ГОСТ333-79).

Таблица 6.1- Подшипники, устанавливаемые на входном валу

Обозначение	Основные размеры				Грузоподъемность, кН
	d, мм	D, мм	T, мм	b, мм	C	C0
36211	55	110	21,0	21	58,4	34,2

Таблица 6.2 - Подшипники, устанавливаемые на выходном валу

Обозначение	Основные размеры				Грузоподъемность, кН
	d, мм	D, мм	T, мм	b, мм	C	C0
36213	65	120	29,5	23	69,4	45,9