- •1 . Кинематический расчёт привода
- •2. Определение допускаемых контактных напряжений ,
- •3.Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
- •4.Нагрузки валов редуктора
- •4. Проектный расчёт валов и предварительный выбор подшипников качения
- •5. Проверочный расчёт валов
- •6. Рассчитав реакции , переходим к определению запасов сопротивления усталости в опасных сечения быстроходного вала
- •7. Проверяем жёсткость вала
- •8. Проверочный расчёт подшипников качения быстроходного вала
- •9. Проверка прочности шпоночного соединения
- •10. Подбор муфты
4.Нагрузки валов редуктора
Определение консольных сил
Таблица : Силы в зацеплении закрытой передачи
Вид передачи |
Силы в зацеплении |
значение |
силы, Н |
|
|
На шестерне (червяке ) |
На колесе |
Цилиндрическая косозубая |
Окружная
Радиальная
Осевая |
|
муфта |
|
на быстроходном валу |
на тихоходном валу |
|
|
|
|
5. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов.
Принимаем М39 x 1,5
Принимаем
Принимаем
В : ширина подшипника
4. Проектный расчёт валов и предварительный выбор подшипников качения
4.1 Выбор материалов валов
Для изготовления быстроходного и промежуточного вала принимаем сталь 40Х со следующими
механическими характеристиками
твёрдость 200…220 НВ
Для изготовления тихоходного вала принимаем сталь 45 со следующими механическими характеристиками
Вращательные (крутящие) моменты
Быстроходный (ведущий) вал Т1 = 43,19.103Н.мм
Промежуточный вал Т2 =191,66.103Н.мм
Тихоходный (ведомые) вал Т3 =671,81.103Н.мм 672.103Н.мм
4.2 Предварительно определяет средний диаметр вала (ведущего)
Из расчёта на кручение при [] = 12 МПа = 12 Н/мм2 по формуле
Диаметр шеек под подшипники в месте их посадки на вал принимаем где диаметр в месте посадки шестерни (принимаем)
У промежуточного вала расчётам на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней) по пониженням дополнительным . Тогда
Принимаем диаметр диаметр под шестерни
А диаметр в месте посадки на вал подшипников
Рассчитываем при диаметр выходного конца ведомого вала
Принимаем диаметр в месте посадки колеса адиаметр под подшипники
4.3 Исходя из приведенных даннях
Выбираем подшипник качения
Быстроходный вал : Учитывая что осевая нагрузка сравнительно не вешка ,предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники средней серии
d = 40 мм ; D = 62 мм ; B = 17 мм ; r = 2 мм ; C = 22500 H ; C0 =11400 H
Промежуточный вал : шариковые радиальные подшипники (однорядные)
d = 45 мм ; D = 100 мм ; B = 25 мм ; r = 2,5 мм ; C = 52700 H ; C0 =30000 H
Тихоходные вал : шариковые радиальные однорядные подшипники
d = 65 мм ; D = 140 мм ; B = 33 мм ; r = 3,5 мм ; C = 92300 H ; C0 =56000 H
5. Проверочный расчёт валов
В качестве рассмотрим расчёт быстроходного вала исходя из выполненной компоновки чертежа
Диаметр в месте посадки шестерни dш1 = 30 мм
Диаметр в месте посадки подшипников dm1 = 25 мм
Диаметр в месте посадки муфты dM1 = dП1 – 5 =25 – 5 = 20 мм
l = 140 мм – расстояние между подшипниками; a =70 мм ; b = 70 мм ; a = b = l/2 ; c = 150 мм по графику ; D = 120 мм по графику
5.1 Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала , полагая что редуктор может быть использовать как редуктор общего назначения
5.2 Определяем силы в зацеплений косозубой передачи 1 ступеней
5.3 Определяем реакций в опорах и строим изгибающих и крутящих моментов
Рассмотрим реакций от сил Fr и Fa ,действующих в вертикальной плоскости
Сумма реакций
Сумма моментов
Реакции от сил Ft и FM действующие в горизонтальной плоскости (FM прикладываем так, чтобы она увеличивала прогиб от силы Ft худший случай , т.е вертикально)