- •Прикладная механика
- •1 Общий расчет привода
- •Примеры общего расчета привода
- •Результаты общего расчета привода с одноступенчатым червячным редуктором
- •2 Расчёт одноступенчатого редуктора с
- •2.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •2.8 Проверочный расчет выходного вала цилиндрического прямозубого и косозубого редукторов
- •Суммарные реакции опор (реакции для расчета подшипников):
- •2.8.1.3 Определение изгибающих и крутящих моментов по длине вала
- •2.8.2.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •2.8.2.2 Определение внешних нагрузок - реакций связей
- •2.8.2.3 Определение внутренних усилий в поперечных сечениях вала
- •2.8.2.4 Выбор материала. Расчет вала на статическую прочность
- •3. Расчет одноступенчатого редуктора
- •3.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •3.2 Выбор материала и термической обработки колес
- •3.3 Допускаемые контактные напряжения
- •3.4 Допускаемые изгибные напряжения
- •3.5 Проектировочный расчет конической прямозубой передачи
- •3.5.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса
- •3.5.2 Углы делительных конусов шестерни и колеса, конусное
- •3.5.3 Модуль передачи
- •3.5.4 Число зубьев конических колес
- •3.5.5 Фактически передаточное число
- •3.5.6 Размеры колес конической передачи
- •3.5.7 Силы в зацеплении
- •3.5.8 Степень точности зацепления
- •3.6 Проверочный расчет зубьев конического колеса
- •3.6.1 Проверка зубьев конического колеса по напряжениям изгиба
- •3.6.2 Проверка зубьев конического колеса по
- •3.7 Эскизное проектирование конической передачи
- •3.7.1 Проектировочный расчет входного вала
- •3.7.1.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •3.7.1.2 Геометрические размеры входного вала
- •3.7.2 Проектировочный расчет выходного вала
- •3.7.2.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •3.7.2.2 Геометрические размеры выходного вала
- •3.7.3 Выбор подшипников для валов
- •3.7.4 Эскизная компоновка передачи
- •3.8 Проверочный расчет выходного вала конического прямозубого
- •3.8.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •3.8.3 Определение изгибающих и крутящих моментов по длине вала и построение эпюр Мх(z), Му(z), Мz(z)
- •3.8.4 Выбор материала. Расчет вала на статическую прочность
- •4 Расчет одноступенчатого редуктора
- •4.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •4.2 Выбор материала червяка и колеса
- •Ожидаемая скорость скольжения, для данного задания
- •4.3 Допускаемые контактные напряжения
- •4.4 Допускаемые изгибные напряжения
- •4.5 Проектировочный расчет червячной передачи
- •4.5.1 Межосевое расстояние
- •4.5.2 Основные параметры передачи
- •4.5.3 Геометрические размеры червяка и колеса
- •4.5.4 Кпд передачи
- •4.5.5 Тепловой расчет передачи
- •4.5.6 Силы в зацеплении
- •4.5.7 Степень точности зацепления
- •4.6 Проверочный расчет зубьев колеса
- •4.6.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям
- •4.6.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба зубьев
- •4.7 Эскизное проектирование червячной передачи
- •4.7.1.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •4.7.1.2 Геометрические размеры вала и выбор подшипников
- •Диаметр вала (цапфы) под подшипники
- •4.7.3 Эскизная компоновка передачи
- •4.8 Проверочный расчет выходного вала червячного редуктора
- •4.8.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •4.8.2 Определение внешних нагрузок – реакций связей
- •4.8.3 Определение внутренних усилий в поперечных сечениях вала
- •4.8.4 Выбор материала. Расчет вала на статическую прочность
- •5 Проверочный расчёт подшипников выходного
- •5.2 Методика расчёта роликового конического однорядного
- •5.2.2 Расчёт по динамической грузоподъемности
- •1.1 Расчётная схема. Исходные данные
- •1.2 Проверочный расчёт подшипника по динамической
- •2.1 Расчётная схема. Исходные данные
- •3.1 Расчётная схема. Исходные данные
- •3.2 Проверочный расчёт подшипника по динамической
- •6 Расчет соединения вал-ступица выходного вала
- •6.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •6.3 Проверочный расчет шпоночного соединения на прочность
- •Примеры выбора шпонки и расчета соединения вал-ступица выходного вала редуктора
- •1.1 Расчётная схема. Исходные данные
- •1.3 Проверочный расчёт шпоночного соединения на прочность
- •2.1 Расчётная схема. Исходные данные
- •3.1 Расчётная схема. Исходные данные
- •3.3 Проверочный расчет шпоночного соединения на прочность
- •7 Выбор муфты входного вала
- •8 Эскизное проектирование корпуса редуктора
- •Толщина упорного буртика δ1и толщина фланца δ2:
- •9 Сборка и особенности эксплуатации редуктора
- •Справочные материалы для расчёта
- •Нормальные линейные размеры, мм
- •Кратные и дольные единицы си
- •Соотношения между единицами физических величин
- •Общие данные по материалам для всех видов задач
- •Механические характеристики некоторых марок стали
- •Отливки из высокопрочного чугуна с шаровидным графитом
- •Твердость и режимы отливок из антифрикционного чугуна
- •Электродвигатели общего применения, асинхронные (переменного тока, закрытые, обдуваемые)
- •Диаметры вала электродвигателей (мм)
- •Электродвигатели общего применения, асинхронные (в защищенном (а), закрытом обдуваемом (ао) исполнении)
- •Технические данные двигателей постоянного тока серии 2п общепромышленного применения (напряжение 27в, закрытого типа с принудительной вентиляцией)
- •Технические данные двигателей постоянного тока специального назначения, применяемые в электроприводах авиационных систем (закрытого типа с перпендикулярной вентиляцией)
- •Технические данные двигателей постоянного тока специального назначения, применяемые в электроприводах ракетно-артиллерийских систем (закрытого типа с принудительной вентиляцией)
- •Значения кпд и передаточных отношений I (чисел u) передач
- •Стандартные передаточные числа u (отношения I )
- •Материалы для изготовления зубчатых колес и варианты термической обработки (то)
- •Основные материалы для изготовления зубчатых колес
- •Пределы контактной и изгибной выносливости зубьев
- •Значения коэффициента ширины колеса
- •Степень точности передач по нормам плавности в зависимости от скорости
- •Коэффициент формы зуба yf для эвольвентного
- •Коэффициенты смещения Хе1 и Хе2 для определения внешнего диаметра конических прямозубых колес
- •Коэффициенты формы зуба yf в зависимости от коэффициента смещения инструмента Хе1
- •Формулы определения основных размеров нормальных зубчатых колес и сил в зацеплении
- •Материалы для изготовления червячных колес и их характеристики
- •Допускаемые контактные и изгибные напряжения
- •Значения [σ]но для червячных колес из условия стойкости передачи к заеданию
- •Механические характеристики и значения [σ]fo для материалов червячных колес
- •Сочетание модулей m и коэффициентов q диаметра червяка
- •Зависимости приведенного коэффициента трения f ' и угла трения ρ' между червяком и колесом от скорости скольжения Vs
- •Коэффициент формы зуба yf для червячных колес
- •Данные для определения размеров валов
- •Зависимость высоты заплечика (tцил, tкон), координаты фаски подшипника r и размера фаски (f) от диаметра (d)
- •Основные размеры биметаллических втулок
- •Допустимые значения [р] и [рv] для подшипников скольжения
- •Значения коэффициентов радиальной х и осевой у нагрузок для однорядных подшипников
- •Значение коэффициента безопасности Кσ для подшипников качения
- •Значения температурного коэффициента Кт для подшипников качения
- •Основные материалы для изготовления валов
- •Муфты втулочные со шпонками (размеры в мм)
- •Муфты фланцевые
- •Значения коэффициента режима работы для муфт
- •Соединения шлицевые (зубчатые) прямобочные
- •Масла, применяемые для зубчатых передач
- •Масла, применяемые для червячных передач
- •Значения вязкости масел
- •На усталостную прочность
- •(Для шпоночного паза)
- •Рекомендации по расчету корпуса редуктора
- •Перечень основных стандартов по деталям машин
- •Тригонометрические функции
Результаты общего расчета привода с одноступенчатым червячным редуктором
Наименование параметров и размерность |
Обозначение |
Величина |
Мощность электродвигателя, кВт |
Рэ. |
4 |
Требуемая мощность электродвигателя, кВт |
Рэ тр.=Рвх. |
3,57 |
Мощность на выходном валу, кВт |
Рвых |
2,5 |
КПД привода |
η |
0,7…0,92 |
Передаточное отношение (число) привода (редуктора) Частоты вращения валов, мин-1 (об/мин): вала электродвигателя (входного вала) |
u
nэ = n1 |
30
750 |
выходного вала редуктора |
n2 = nвых. |
25 |
Угловые скорости вращения валов, рад/с: вала электродвигателя (входного вала) |
ω1 |
78,5 |
выходного вала редуктора |
ω2 |
2,62 |
Вращающие моменты на валах, Н·м: |
|
|
на входном валу на выходном валу |
Т1 Т2 |
45,44 954,2 |
Диаметр вала электродвигателя, мм Ресурс работы, час |
d'э t |
42 30000 |
2 Расчёт одноступенчатого редуктора с
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ И КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
2.1 Расчетная схема. Исходные данные
На расчетную схему в условных обозначениях наносятся все известные параметры, а также параметры, подлежащие определению в этом разделе. Расчетная схема прямозубой передачи представлена на рисунке 2.1, косозубой передачи на рисунке 2.2.
Исходные данные для расчета прямозубой (косозубой) передачи берутся из условия задания и общего расчета привода:
вращающий момент на выходном валу Т2= 114,6 Н·м;
передаточное число u= 5;
частота вращения и угловая скорость входного вала: n1 = 750 об/мин, ω1 = 78,5 рад/с,
частота вращения и угловая скорость выходного вала: n2 = 150 об/мин; ω2 = 15,7 рад/с;
ресурс работы t=Lh= 30000 часов.
Рис. 2.1 Расчетная схема цилиндрической прямозубой передачи
Рис. 2.2 Расчетная схема цилиндрической косозубой передачи
2.2 Выбор материала и термической обработки колес
Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 16 [Р. 10]. В зависимости от условий эксплуатации, требований к габаритам передачи, технологии изготовления и с учетом экономических показателей применяют как среднеуглеродистые, так и высокоуглеродистые стали с различными вариантами термообработки (улучшение, закалка ТВЧ, цементация).
Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые контактные напряжения [σ]Ни тем меньше размеры передачи, но сложнее технология изготовления колес и выше стоимость.
Для предотвращения заедания рабочих поверхностей твердость материала шестерни (меньшего колеса), как показывает практика, должна быть выше твердости колеса при одной и той же марке материала.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем широко применяемые недорогие материалы (таблица 16 [Р. 10]) : для колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость поверхности зубьев 235…262 НВ; для шестерни – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость поверхности зубьев 269…302 НВ.
2.3 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения определяют отдельно для колеса [σ]H2 и шестерни [σ]H1 по формуле
[σ]H = КHL[σ]HO,
где [σ]HO– допускаемые напряжения, соответствующие базовым числам циклов нагружений, [σ]HO= 1,8 НВср+ 67 (таблица 17 [Р. 10]);
КHL – коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям. При числе циклов перемены напряжений N больше базового NНО (N ≥ NНО) КHL = 1,0 , при других значениях N рассчитывается по формуле
КHL = ≤ КHL max,
где NHO - базовое число циклов нагружения;
N - действительное число циклов перемены напряжений;
KHLmax - максимальное значение коэффициента долговечности (при термообработке – улучшение KHLmax = 2,6 , при термообработке закалка KHLmax = 1,8).
При расчете на контактную прочность базовые числа циклов нагружений определяют по формуле NНО= (НВ)3ср, в зависимости от средней твердости материала колес НВср= 0,5 (НВmin+ НВmax). (2.1)
Действительные числа циклов перемены напряжений:
для колеса N2= 60 ·n2·Lh; (2.2)
для шестерни N1=N2·u,
где Lh=t- ресурс работы передачи.
Допускаемые контактные напряжения определяют по формулам:
[σ ]Н1= КHL1[σ]Н01; (2.3)
[σ ]Н2= КHL2[σ ] Н02.
В соответствии с изложенным определяется средняя твердость материала:
колеса НВср= 0,5 (235 + 262) = 248,5;
шестерни НВср= 0,5 (269 + 302) = 285,5.
Базовые числа циклов нагружений:
колеса NНО2= 248,53= 15,3 · 106;
шестерни NНО1=285,53= 23,3 · 106.
Действительные числа циклов перемены напряжений:
колеса N2= 60 ·150·30000 = 270 ·106;
шестерни N1= 270 ·106·5 = 1350 ·106.
Поскольку N2= 270 ·106>NНО2= 15,3 ·106, то КHL2= 1;
N1= 1350 ·106>NНО1= 23,3·106, то КHL1=1;
[σ ]Н02= 1,8 ·248,5 + 67 = 514 Н/мм2;
[σ ]Н01= 1,8 · 285,5 + 67 = 581 Н/мм2,
тогда допускаемые контактные напряжения будут иметь значения:
[σ ]Н2= 514 Н/мм2, [σ ]Н1= 581 Н/мм2.
Для дальнейших расчетов принимается меньшее из значений
[σ ]Н2и [σ ]Н1, т.е. [σ ]Н= 514 Н/мм2.
2.4 Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемые напряжения изгиба определяют отдельно для колеса [σ]F2 и шестерни [σ]F1 по формуле [σ]F = КFL [σ]F0,
где КFL– коэффициент долговечности при расчете на изгиб, КFL= 1,0 приN≥ 4∙106; при других значенияхNрассчитывается по формуле
КFL=≤ КFLmax,
гдеm - показатель степени, при термообработке - улучшение m = 6 и при термообработке – закалка m = 9;
KFLmax - максимальное значение коэффициента при термообработке - улучшение KFLmax = 2,08 ; при термообработке - закалка KFLmax = 1,63;
[σ]F0– допускаемые предельные напряжения изгибной выносливости зубьев, соответствующие базовым числам циклов напряжений при расчете на изгибNF0= 4·106, выбираются по таблице 17 [Р. 10] в зависимости от средней твердости колес НВср. Для нашего случая [σ]F0= 1,03 НВср.
Допускаемые изгибные напряжения для колеса и шестерни определяются по формулам:
[σ ]F2 = КFL2 [σ ]F02; (2.4)
[σ ]F1 = КFL1 [σ ]F01.
Так как действительные числа циклов перемены напряжений
N2= 270 · 106> 4·106, то КFL2= 1;
N1= 1350 · 106> 4 · 106, то КFL1= 1.
В этом случае: [σ]F02= 1,03 · 248,5 = 256 Н/мм2;
[σ ]F01= 1,03 · 285,5 = 294 Н/мм2,
и допускаемые изгибные напряжения будут иметь значения:
[σ]F2= 256 Н/мм2, [σ]F1= 294 Н/мм2.
2.5 Проектировочный и проверочный расчеты прямозубой передачи
2.5.1 Межосевое расстояние
Межосевое расстояние передачи определяется из условия контактной прочности зубьев
σН≤ [σ]Н.
Межосевое расстояние
а≥ Ка(u+1), (2.5)
где а– межосевое расстояние в мм;
Ка – коэффициент межосевого расстояния (для прямозубых колес
Ка= 49,5);
u– передаточное число;
ψа– стандартное значение коэффициента ширины колес (при симметричном расположении колес относительно опор ψа= 0,315);
Т2– вращающий момент в Н·мм;
[σ]Н– допускаемое контактное напряжение в Н/мм2 (МПа);
КНβ– коэффициент концентрации нагрузки (при НВ≤350 КНβ= 1).
Таким образом:
а= 49,5 (5+1)мм.
Вычисленное межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного числа по таблице 1 [Р. 10] а= 120 мм.
2.5.2 Предварительные основные размеры прямозубого колеса
Делительный диаметр
d'2= 2а ·u/(u+ 1) = = 200 мм , (2.6)
ширина колеса в2= Ψа·а= 0,315 · 120 = 37,8 мм. (2.7)
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до целого числа, т.е. в2= 38 мм.
2.5.3 Модуль передачи (зацепления)
Модуль зацепления является важнейшим параметром зубчатой передачи, он должен быть стандартным, одинаковым для колеса и шестерни, по нему нарезают зубья колес с помощью инструментальной рейки и рассчитывают геометрические параметры колес.
Предварительно модуль передачи определяют по формуле
m' ≥ , (2.8)
где Кm= 6,8 - коэффициент модуля для прямозубых колес;
[σ]F - допускаемое изгибное напряжение, подставляют меньшее из [σ]F1 и [σ ]F2, т.е. [σ]F = [σ]F2 = 256 Н/мм2 ( МПа).
Значение модуля передачи m в мм, полученное расчётом, округляют в большую сторону до стандартного (ГОСТ 9563-80) из ряда чисел (таблица 19 [Р. 10]).
При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.
В результате расчета получим модуль передачи прямозубого зацепления
m' = мм.
Принимаем стандартное значение m= 1 мм.
2.5.4 Числа зубьев прямозубых колес
Суммарное число зубьев для прямозубых колес
zΣ= 2a/m2 = 2 ·120 /1,0 = 240. (2.9)
Число зубьев шестерни
z1= ; (2.10)
где z1min= 17 – для прямозубых колес из условия не подрезания при нарезании.
Значение z1округляют в ближайшую сторону до целого.
Число зубьев колеса
z2=zΣ–z1. (2.11)
В результате вычислений получим:
z1= > 17;
z2= 240 – 40 = 200.
2.5.5 Фактическое передаточное число
Фактическое передаточное число
uф=== 5.
Допускаемое отклонение [∆u] ≤ 4%.
Отклонение от заданного передаточного числа
Δu = %.
Таким образом, для прямозубой передачи
Δu = .
2.5.6 Размеры колеса прямозубой передачи
Делительные диаметры шестерни d1и колесаd2 определяются с точностью расчета до первого знака после запятой:
d1=z1· m; (2.12)
d2= 2a–d1.
Диаметры окружностей вершин daи впадин зубьевdf:
шестерни da1=d1+ 2m;df1=d1– 2,5m; (2.13)
колеса da2 = d2 + 2m; df2 = d2 – 2,5m.
Ширину шестерни в1 (мм) принимают по соотношениюв1/в2,
где в2– ширина колеса.
При в2…….. до 30; св. 30 до 50; св.50 до 80; св.80 до 100
в1/в2 …. 1,1; 1,08; 1,06; 1,05.
Полученное значение в1округляют до целого числа.
Определяем размеры колес:
шестерни d1= 40 ·1,0 = 40 мм; колесаd2= 2·120 – 40 = 200 мм.
Диаметры окружностей вершин зубьев:
шестерни dа1= 40 + 2 ·1,0 = 42 мм; колесаdа2= 200 + 2·1,0 = 202 мм.
Диаметры окружностей впадин зубьев:
шестерни df1= 40 – 2,5·1,0 = 37,5 мм; колесаdf2= 200 – 2,5·1,0=197,5мм.
Ширина колеса в нашем случаи в2= 38 мм, тогда
в1= 38 · 1,08 = 41 мм.
Полученное значение в1округляют до целого числа.
Высота головки зуба hа = m = 1 мм.
Высота ножки зуба hf = 1,25· m = 1,25·1 = 1,25 мм.
Высота зуба h = ha + hf = 1 + 1,25 =2,25 мм.
Окружной шаг ρ = πm = 3,14 ·1 = 3,14 мм.
Толщина зуба s, равная ширине впадины «е», т.е.
s = e = 0,5ρ = 0,5·3,14 = 1,57 мм.
Радиальный зазор между зубьями с = 0,25m = 0,25 ∙ 1 = 0,25 мм.
2.5.7 Силы в зацеплении
В прямозубом зацеплении действуют окружная и радиальнаясилы. Осевая сила для прямозубой передачи равна нулю, так какβ = 0.
Окружная сила
Ft= . (2.14)
Радиальная сила
Fr = Ft tgα, (2.15)
где α = 200 – стандартный угол зацепления.
Для стандартного угла tgα = tg200 = 0,364.
Осевая сила
Fa=Ft tgβ. (2.16)
В результате расчетов прямозубого зацепления получим:
окружная сила Ft=Н;
радиальная сила Fr= 1146·0,364 = 417 Н;
осевая сила Fa= 0.
2.5.8 Степень точности зацепления
Степень точности передачи определяют по таблице 20 ([Р. 10]) в зависимости от окружной скорости колеса
V= (м/с).
Окружная скорость прямозубого колеса
V= (3,14·200·150) /60000 = 1,57 м/с.
По окружной скорости определяем 9-ю пониженную степень точности зацепления.
2.5.9 Проверочный расчет зубьев колеса
Проверочный расчет производится по методикам, определенным ГОСТ 21354-87 «Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность».
2.5.9.1 Проверка зубьев прямозубого колеса по
напряжениям изгиба зубьев
Условие прочности σF≤ 1,1 [σ ]F, где σF– расчетное (действительное) напряжение изгиба.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
σF2=, (2.17)
где КFα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: для прямозубых колес КFα= 1;
Yβ= 1 – (β°/140) – коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба; при β = 0,Yβ= 1;
КFβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; для приработанных зубьев колес и скоростиV≤ 15 м/с, КFβ= 1;
КFY– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, принимают для прямозубых колес при твердости зубьев ≤ 350 НВ – 1,4;
YF – коэффициент формы (прочности) зуба, принимают по эквивалентному числу зубьев zV = z/ cos3β , по таблице 21[Р. 10].
Для шестерни при z1 = 40 YF1 = 3,70;
для колеса z2 = 200 YF2 = 3,59.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
σF1=. (2.18)
Расчетное напряжение изгиба может отклоняться от допускаемых
σF≤ 1,1 [σ ]F.
Используя формулы (2.17) и (2.18), получим
σF2=Н/мм2;
σF1=Н/мм2.
Условия прочности зубьев по напряжениям изгиба выполняются, так как σF2= 152 Н/мм2< [σ]F2= 256 Н/мм2;
σF1= 156 Н/мм2< [σ ]F1= 294 Н/мм2.
2.5.9.2 Проверка зубьев прямозубого колеса по контактным напряжениям
Условие прочности σН= (0,9 . . .1,05) [σ ]Н.
Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес
σН= 436, (2.19)
где КНα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес КНα= 1,0;
КНβ– коэффициент концентрации нагрузки, для приработанных зубьев колес и скоростиV≤ 15 м/с, КНβ= 1;
КНV– коэффициент динамической нагрузки для прямозубых колес при твердости зубьев ≤ 350 НВ – 1,2; > 350 НВ – 1,1;
u- передаточное число.
Используя формулу (2.19), получим для прямозубой передачи
σН= 436Н/мм2.
σН= (0,9 . . .1,05) [σ ]Н= (0,9 . . .1,05) 514 = (462,6…..539,7) Н/мм2.
Условие прочности зубьев по контактным напряжениям выполняется, так как σН= 454 Н/мм2 не превышает допускаемых значений (462,6…539,7) Н/мм2.
Результаты расчета цилиндрической прямозубой передачи приведены в таблице 2.3.
Таблица 2.3
Результаты расчета прямозубой передачи
Наименование параметров и размерность
|
Обозначение |
Величина |
Допускаемое контактное напряжение, Н/мм2 |
[σ]Н |
514 |
Допускаемое напряжение изгиба для колеса, Н/мм2 |
[σ]F2 |
256 |
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни, Н/ мм2 |
[σ]F1 |
294 |
Межосевое расстояние, мм |
а |
120 |
Модуль передачи (зацепления), мм |
m |
1 |
Число зубьев шестерни |
z1 |
40 |
Число зубьев колеса |
z2 |
200 |
Фактическое передаточное число |
uф |
5 |
Делительный диаметр шестерни, мм |
d1 |
40 |
Делительный диаметр колеса, мм |
d2 |
200 |
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм |
dа1 |
42 |
Диаметр окружности вершин зубьев колеса, мм |
dа2 |
202 |
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм |
df1 |
37,5 |
Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм |
df2 |
197,5 |
Ширина зубчатого венца шестерни, мм |
в1 |
41 |
Ширина зубчатого венца колеса, мм |
в2 |
38 |
Высота головки зуба, мм |
ha |
1 |
Высота ножки зуба, мм |
hf |
1,25 |
Высота зуба, мм |
h |
2,25 |
Окружной шаг, мм |
ρ |
3,14 |
Толщина зуба, ширина впадины, мм |
s = e |
1,57 |
Радиальный зазор, мм |
с |
0,25 |
Окружная сила, Н |
Ft |
1146 |
Радиальная сила, Н |
Fr |
417 |
Осевая сила, Н |
Fа |
0 |
Расчетное напряжение изгиба, Н/мм2: |
|
|
зубьев шестерни |
σF1 |
156 |
зубьев колеса |
σF2 |
152 |
Расчетное контактное напряжение зубьев, Н/мм2 |
σH |
454 |
2.6 Проектировочный и проверочный расчеты косозубой передачи
2.6.1 Межосевое расстояние
Межосевое расстояние определяется из условия контактной прочности зубьев
σН≤ [σ]Н.
Межосевое расстояние
а≥ Ка(u+1), (2.20)
где а– межосевое расстояние в мм;
Ка – коэффициент межосевого расстояния (для косозубых и шевронных колес Ка= 43);
u– передаточное число;
ψа– стандартное значение коэффициента ширины колес (при симметричном расположении колес относительно опор ψа= 0,315);
Т2– вращающий момент в Н·мм;
[σ ]Н– допускаемое контактное напряжение в Н/мм2 (МПа);
КНβ– коэффициент концентрации нагрузки (при НВ≤350 КНβ= 1).
Таким образом, межосевое расстояние
а= 43 (5+1)мм.
Вычисленное межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного числа (по таблице 1[Р. 10]) а= 100 мм.
2.6.2 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр
d'2= 2а ·u/(u+ 1) = = 166,7 мм ,
ширина колеса в2= Ψа а= 0,315 · 100 = 31,5 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до целого числа, т.е. в2= 32 мм.
2.6.3 Модуль передачи
Модуль зацепления является важнейшим параметром зубчатой передачи, он должен быть стандартным, одинаковым для колеса и шестерни, по нему нарезают зубья колес с помощью инструментальной рейки и рассчитывают геометрические параметры колес.
Предварительно модуль передачи определяют по формуле
m' ≥ , (2.21)
где Кm- коэффициент модуля для косозубых колес = 5,8; шевронных – 5,2;
[σ ]F - допускаемое изгибное напряжение, подставляют меньшее из [σ]F1 и [σ ]F2, т.е. [σ]F = [σ]F2 = 256 Н/мм2 ( МПа).
Значение модуля передачи m в мм, полученное расчетом, округляют в большую сторону до стандартного (ГОСТ 9563-80) из ряда чисел (таблица 19 [Р. 10]).
При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.
В результате расчета получим модуль передачи косозубого зацепления
m' = мм.
Принимаем стандартное значение m= 1 мм.
2.6.4 Числа зубьев косозубых колес
Суммарное число зубьев косозубых и шевронных колес
zΣ= . (2.22)
Минимальный угол наклона зубьев:
косозубых колес
βmin=arcsin ; (2.23)
шевронных колес βmin= 25°.
Полученное значение zΣокругляют в меньшую сторону до целого и определяют действительное значение угла β, с точностью вычисления до четвертого знака после запятой
β = аrccos . (2.24)
Для косозубых колес β = 8…18°.
Число зубьев шестерни
z1= . (2.25)
Значение z1округляют в ближайшую сторону до целого:
z1min= 17cos3β– для косозубых и шевронных колес.
Число зубьев колеса
z2=zΣ–z1.
В результате вычислений получаем:
минимальный угол наклона зубьев косозубых колес
βmin=arcsin = 7,18°;
суммарное число зубьев косозубых колес
zΣ= = = 198,4, принимаемzΣ=198.
Действительное значение угла наклона зубьев β косозубых колес
β = аrccos = 8,1096°.
Число зубьев для шестерни и колеса:
z1= ;z2= 198 – 33 = 165.
2.6.5 Фактическое передаточное число
Фактическое передаточное число
uф=== 5.
Допускаемое отклонение [∆u] ≤ 4%.
Отклонение от заданного передаточного числа
Δu = %;
действительно Δu = %.
2.6.6 Размеры колес косозубой передачи
Делительные диаметры шестерни d1и колесаd2 определяются с точностью расчета до первого знака после запятой:
d1= , (2.26)
d2= 2a–d1.
Диаметры окружностей вершин daи впадин зубьевdf :
шестерни da1=d1+ 2m;df1=d1– 2,5m; (2.27)
колеса da2=d2 + 2m; df2=d2– 2,5m.
Ширину шестерни в1 (мм) принимают по соотношениюв1/в2,
где в2– ширина колеса.
При в2…….. до 30; св. 30 до 50; св.50 до 80; св.80 до 100
в1/в2 …. 1,1; 1,08; 1,06; 1,05.
Полученное значение в1округляют до целого числа.
Определяем размеры колес:
шестерни d1= = 33,3 мм;
колеса d2= 2 ·100 – 33,3 = 166,7 мм.
Диаметры окружностей вершин зубьев:
шестерни dа1= 33,3 + 2 · 1,0 = 35,3 мм;
колеса dа2= 166,7 + 2 ·1,0 = 168,7 мм.
Диаметры окружностей впадин зубьев:
шестерни df1= 33,3 – 2,5 ·1,0 = 30,8 мм;
колеса df2= 166,7 – 2,5 ·1,0 = 164,2 мм.
Ширина колеса в нашем случаи в2= 32 мм, тогда
в1= 32 · 1,08 = 34,56 мм.
Полученное значение в1округляют до целого числав1= 35 мм.
Высота головки зуба hа = m = 1 мм.
Высота ножки зуба hf = 1,25· m = 1,25·1 = 1,25 мм.
Высота зуба h = ha + hf = 1 + 1,25 = 2,25 мм.
Окружной шаг ρ = πm = 3,14·1 = 3,14 мм.
Толщина зуба s, равная ширине впадины е, т.е. s = e = 0,5ρ = 0,5·3,14 = 1,57 мм.
Радиальный зазор между зубьями с = 0,25m = 0,25 ∙1 = 0,25 мм.
2.6.7 Силы в зацеплении
В косозубом зацеплении действуют окружная , радиальнаяи осеваясилы.
Окружная сила
Ft= . (2.28)
Радиальная сила
Fr= ,(2.29)
где α = 20°– стандартный угол зацепления.
Для стандартного угла tgα = tg20° = 0,364.
Осевая сила Fa=Ft tgβ. (2.30)
В результате расчётов косозубого зацепления получим:
окружная сила Ft=Н;
радиальная сила Fr=Н;
осевая сила Fa= 1375 · 0,1425 = 196 Н.
2.6.8 Степень точности зацепления
Степень точности передачи определяют по таблице 20 [Р. 10] в зависимости от окружной скорости колеса
V= (м/с).
Окружная скорость косозубого колеса
V= (3,14·166,7·150) /60000 = 1,31 м/с,
По окружной скорости определяем 9-ю пониженную степень точности зацепления.
2.6.9 Проверочный расчет зубьев колеса
Проверочный расчет производится по методикам, определенным ГОСТ 21354-87 «Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность».
2.6.9.1 Проверка зубьев косозубых колес по напряжениям изгиба зубьев
Условие прочности σF≤ 1,1 [σ ]F, где σF– расчетное (действительное) напряжение изгиба.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
σF2=, (2.31)
где КFα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для колес с углом β > 0° принимают КFα в зависимости от степени точности:
степень точности 6 7 8 9
КFα0,72 0,81 0,91 1,0;
Yβ= 1 – (β°/140) – коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба (Yβ= (1-8,1)/140 = 0,94);
КFβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; для приработанных зубьев колес и скоростиV≤ 15 м/с, КFβ= 1;
КFY– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, принимают для косозубых колес при твердости зубьев ≤ 350 НВ – 1,2; > 350 НВ – 1,1;
YF– коэффициент формы (прочности) зуба, принимают по эквивалентному числу зубьевzV=z/cos3β, по таблице 23 [Р. 10].
Для шестерни при zV≈ 33YF1 = 3,76, для колесаzV≈ 165YF2= 3,59.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
σF1=. (2.32)
Расчетные напряжения изгиба могут отклоняться от допускаемых
σF≤ 1,1 [σ]F.
Используя формулы (2.31) и (2.32), получим
σF2=Н/мм2;
σF1=Н/мм2.
Условия прочности для косозубых зубьев по напряжениям изгиба выполняются так как
σF2= 174 Н/мм2< [σ]F2= 256 Н/мм2;
σF1= 182 Н/мм2< [σ ]F1= 294 Н/мм2.
2.6.9.2 Проверка зубьев косозубых колес по контактным напряжениям
Условие прочности σН= (0,9 . . .1,05) [σ]Н.
Расчетное контактное напряжение для косозубых и шевронных колес
σН= 376, (2.33)
где КНα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубых и шевронных колес КНα= 1,1;
КНβ– коэффициент концентрации нагрузки, для приработанных зубьев колес и скоростиV≤ 15 м/с, КНβ= 1;
КНV– коэффициент динамической нагрузки, для косозубых и шевронных колес при твердости зубьев ≤ 350 НВ – 1,1; > 350 НВ – 1,05;
u- передаточное число.
Используя формулу (2.33), получим для косозубой передачи
σН= 376= 514,4 Н/мм2.
σН= (0,9 . . .1,05) [σ ]Н= (0,9 . . .1,05) 514 = (462,6…..539,7) Н/мм2.
Условие прочности зубьев по контактным напряжениям для косозубой передачи выполняется, так как расчётное напряжение укладывается в диапазон допускаемого.
Результаты расчета цилиндрической косозубой передачи приведены в таблице 2.4.
Таблица 2.4
Результаты расчета косозубой передачи
Наименование параметров и размерность |
Обозначение |
Величина |
Допускаемое контактное напряжение, Н/мм2 |
[σ]н |
514 |
Допускаемое напряжение изгиба для колеса, Н/мм2 |
[σ]F2 |
256 |
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни, Н/ мм2 |
[σ]F1 |
294 |
Межосевое расстояние, мм |
а |
100 |
Модуль передачи (зацепления), мм |
m |
1 |
Угол наклона зубьев колес, град |
β |
8,11 |
Число зубьев шестерни |
z1 |
33 |
Число зубьев колеса |
z2 |
165 |
Фактическое передаточное число |
иф |
5 |
Делительный диаметр шестерни, мм |
d1 |
33,3 |
Делительный диаметр колеса, мм |
d2 |
166,7 |
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм |
dа1 |
35,3 |
Диаметр окружности вершин зубьев колеса, мм |
dа2 |
168,7 |
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм |
df1 |
30,8 |
Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм |
df2 |
164,2 |
Ширина зубчатого венца шестерни, мм |
в1 |
35 |
Ширина зубчатого венца колеса, мм |
в2 |
32 |
Высота головки зуба, мм |
ha |
1 |
Высота ножки зуба, мм |
hf |
1,25 |
Высота зуба, мм |
h |
2,25 |
Окружной шаг, мм |
ρ |
3,14 |
Толщина зуба, ширина впадины, мм Радиальный зазор, мм |
s = e с |
1,57 0,25 |
Окружная сила, Н |
Ft |
1375 |
Радиальная сила, Н |
Fr |
505,5 |
Осевая сила, Н |
Fа |
196 |
Расчетное напряжение изгиба, Н/мм2: |
|
|
зубьев шестерни |
σF1 |
182 |
зубьев колеса |
σF2 |
174 |
Расчетное контактное напряжение зубьев, Н/мм2 |
σн |
514,4 |
2.7 Эскизное проектирование цилиндрической прямозубой и косозубой передачи
Эскизное проектирование передачи включает: определение геометрических размеров валов, выбор подшипников и схемы их установки; конструирование валов, эскизную компоновку передачи.
2.7.1 Проектировочный расчет входного вала
2.7.1.1 Расчетная схема. Исходные данные
Быстроходные валы (рис. 2.3) представляют собой, как правило «вал – шестерню» и имеют концевые участки, участки для установки подшипников, буртики подшипников и участки для нарезания зубьев шестерни. Основные конструктивные схемы валов и обозначений геометрических размеров показаны на рис. 2.3, 2.4, а также на рис. 5.14, 5.15, 22.14 и 22.18 [1]. Валы следует конструировать по возможности гладкими, с минимальным числом уступов, что приводит к существенному сокращению расхода металла на изготовление.
Для осевого фиксирования валов наиболее простой является схема установки подшипников «враспор».
Входной и выходной валы редукторов имеют консольные цилиндрические или конические участки для установки полумуфт.
На рис. 2.3 приведена расчётная схема входного вала цилиндрического прямозубого (косозубого) редуктора.
Рис. 2.3 Расчетная схема входного вала
Исходные данные:
вращающий момент на входном валу Т1= 23,9 Н·м;
ширина шестерни в1= 41 мм – для прямозубой передачи;
в1= 35 мм – для косозубой передачи.
2.7.1.2 Геометрические размеры входного вала
Минимальный диаметр вала рассчитывается из условия только на кручение, по пониженным допускаемым касательным напряжениям [τ] по формуле:
d = == 18,1 мм, (2.34)
округляем до стандартной величины по таблице 1 [Р. 10] в большую сторону d = 19 мм, где [τ] = 15…25 Н/мм2;
Т1 - вращающий момент навходном валу в Н·мм.
Диаметр вала для установки подшипников dП
dП=d+ 2tцил= 19 + 2 · 3,0 = 25 мм, принимаемdП= 25 мм,
где tцил= 3,0 мм определяется по таблице 34 [Р. 10].
Рассчитанный диаметр цапфы вала под подшипники dПокругляется до значения, кратного 5.
Диаметр буртика подшипников dБП
dБП=dП+ 3r= 25 + 3 · 1,5 = 29,5 мм, округляем доdБП= 30 мм,
где r= 1,5 мм определяется по таблице 34 [Р. 10].
Для эскизной компоновки передачи можно принимать (с последующим уточнением):
длину посадочного конца вала ℓМБ= 1,5d= 1,5 · 19 = 28,5 мм;
длину промежуточного участка ℓКБ= 1,4dП= 1,4 · 25 = 35 мм.
Ширина буртиков подшипников уточняется после определения размеров вала; окончательные размеры ℓКБ, ℓМБ– определяются при конструировании крышек подшипников, выбора типа уплотнения и муфты, конструировании корпуса редуктора.
2.7.2 Проектировочный расчет выходного вала
Тихоходные валы имеют концевые участки, участки для установки подшипников, колес и распорной втулки, буртики подшипников и колеса. Выходной вал В2 имеет цилиндрический консольный концевой участок длиной ℓМТ диаметром d, промежуточный участок ℓКТ диаметром dП, участок (цапфу) для установки подшипников диаметром dП, участки диаметром буртика dБП для упора во внутренние кольца подшипников. В средней части вала на шпонке установлено цилиндрическое прямозубое (косозубое) колесо z2, которое с одной стороны упирается в буртик вала dБК, а с другой - во втулку.
2.7.2.1 Расчетная схема. Исходные данные
Расчетная схема выходного вала представлена на рис 2.4.
Исходные данные:
вращающий момент на выходном валу Т2= 114,6 Н·м;
ширина венца прямозубого колеса в2= 36 мм;
ширина венца косозубого колеса в2= 32 мм.
Рис. 2.4 Расчетная схема выходного вала
2.7.2.2 Геометрические размеры выходного вала
Диаметр вала
d = == 30,6 мм, (2.35)
округляем диаметр вала до 32 мм, в большую сторону до стандартного числа по табл. 1 [Р. 10];
где Т2- вращающий момент на выходном валу в Н·мм;
[τ] – 15…25 Н/мм2– допускаемое напряжение на кручение, принимаем [τ] = 20 Н/мм2.
Диаметр вала для установки подшипников dП
dП=d+ 2tцил= 32 + 2 · 3,5 = 39 мм,
где tцил= 3,5 мм определяется по таблице 34 [Р. 10].
Рассчитанный диаметр dПокругляется до значения, кратного 5, т.е.dП= 40 мм.
Диаметр буртика для подшипников dБП:
dБП=dП+ 3r= 40 + 3 · 2,5 = 47,5 мм,
где r= 2,5 мм определяется по таблице 34 [Р. 10].
Диаметр буртика для колеса dБК=dК+ 3f = 47,5 + 3 · 1,2 = 51,1 мм,
где dК=dБП = 47,5 мм – диаметр участка вала для посадки колеса;
f= 1,2 мм определяется по таблице 34 [Р. 10].
Длина посадочного конца вала
ℓМТ= 1,5d= 1,5 · 32 = 48 мм.
Длина промежуточного участка
ℓКТ= 1,2dП= 1,2 · 40 = 48 мм.
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляется зазор а (рис. 2.5), определяемый по формуле:а=+ 3 мм, гдеL=d1+d2– расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.
Для прямозубой передачи d1= 40 мм,d2= 200 мм,а=+ 3 = 9 мм;
для косозубой передачи d1= 33 мм,d2= 167 мм,а=+ 3 = 9 мм.
Рис. 2.5 Схема компоновки редуктора
2.7.3 Выбор подшипников валов
В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин для опор валов прямозубых колес, в зацеплении которых действуют окружная и радиальная сила, цилиндрических редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75). Первоначально принимают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой серии окажется недостаточной, принимают подшипник средней серии (таблица 38 [Р. 10]).
В цилиндрической косозубой передаче действуют окружная , радиальнаяи осеваясилы, поэтому в качестве опор вала выбирают по таблице 40 [Р. 10] роликовые конические однорядные подшипники (ГОСТ 333-79). Первоначально принимают подшипники легкой серии.
Подшипники качения выпускают следующих классов точности (в порядке его повышения): 0, 6, 5, 4 и 2. Обычно применяют подшипники нормального класса точности 0. Выбор подшипников осуществляется по величине диаметра цапфы вала dП.
Так как в прямозубом зацеплении действуют только окружная и радиальная силы, то в качестве опор для входного вала по dП= 25 мм по таблице 38 [Р. 10] выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) легкой серии 205 со следующими параметрами:d= 25 мм,D= 52 мм, В = 15 мм, Сr= 14 кН, С0= 6,95 кН.
Для выходного вала по dП= 40 мм выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) легкой серии 208 со следующими параметрами:d= 40 мм,D= 80 мм, В = 18 мм, Сr= 32,0 кН, С0= 17,8 кН.
Аналогично осуществляется выбор роликовых конических однорядных подшипников для косозубого зацепления.
В косозубом зацеплении действуют окружная, радиальная и осевая силы, поэтому в качестве опор для входного вала по dП= 25 мм по таблице 40 [Р. 10] выбираем роликовые конические однорядные подшипники (ГОСТ 333-79) легкой серии 7205 со следующими параметрами:d= 25 мм,D= 52 мм, Т = 16,25 мм, Сr= 24 кН, С0= 17,5 кН.
Для выходного вала по dП= 40 мм выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии 7208 со следующими параметрами:
d= 40 мм,D= 80 мм, Т = 19,75 мм, Сr= 46,5 кН, С0= 32,5 кН.
2.7.4 Эскизная компоновка передачи
Эскизная компоновка передачи редуктора выполняется по результатам произведённых расчетов, как правило, на миллиметровой бумаге в соответствующем масштабе. Выполнение эскизного чертежа начинается с проведения осевых линий, определяющих межосевое расстояние. Далее изображаются детали передач: валы, зубчатые колеса, подшипники.
В результате эскизной компоновки определяются:
расчетная длина выходного вала (расстояние между серединами подшипников): ℓр2=в2+ 2а+ В2- для прямозубой передачи;
ℓр2=в2+ 2а+ Т2- для косозубой передачи;
расчетная длина входного вала:
ℓр1=в1+ 2а+ В1- для прямозубой передачи;
ℓр1=в1+ 2а+ Т1- для косозубой передачи,
где В1, В2 - ширина шариковых радиальных однорядных подшипников для прямозубой передачи;
Т1, Т2 - ширина роликовых конических однорядных подшипников для косозубой передачи;
полная длина выходного вала ℓП2= ℓр2+ ℓКТ+ ℓМТ+ 3 мм;
полная длина входного вала ℓП1= ℓр1+ ℓКБ+ ℓМБ+ 3 мм.
Геометрические характеристики валов прямозубого зацепления:
входного вала: d=19 мм;dП=25 мм;d1=40 мм;dБП=30мм; ℓМБ= 28,5мм; ℓКБ=35 мм; ℓр1= 41 + 2 · 9 + 15 = 74 мм;
ℓП1= 74 + 35 + 28,5 + 3 = 140,5мм;
выходного вала: d= 32 мм;dП= 40 мм;dБП= 47,5мм;dБК= 51,1 мм;
d2= 200 мм; ℓМТ= 48 мм; ℓКТ= 48 мм;а= 9 мм; ℓр2= 36 + 2·9 + 18= 72 мм;
ℓП2= 72 + 48 + 48 + 3 = 171 мм.
Геометрические характеристики валов косозубого зацепления:
входного вала: d= 19 мм;dП= 25 мм;d1= 33,3 мм;dБП= 30 мм; ℓМБ= 28,5 мм; ℓКБ= 35 мм; ℓр1= 35 + 2 · 9 + 16,25 = 69,25 мм;
ℓП1= 69,25 + 35 + 28,5 + 3 = 135,8 мм;
выходного вала: d= 32 мм;dП= 40 мм;dБП= 47,5 мм;dБК= 51,1 мм;d2 = 166,7 мм; ℓМТ= 48 мм; ℓКТ= 48 мм;а= 9 мм;
ℓр2= 32 + 2·9 + 19,75 = 69,8 мм; ℓП2= 69,8 + 48 + 48 + 3 = 168,8 мм.
Эскизная компоновка прямозубой передачи проектируемого редуктора приведена на рис. 2.6.
48 48
171
9 36 18 18
9
72
35 15
28,5 41
74
140,5
Рис. 2.6 Эскизная компоновка прямозубой передачи
Для примера результаты расчетов по эскизному проектированию прямозубого и косозубого зацепления приведены в таблицах 2.5 и 2.6.
Таблица 2.5
Результаты расчетов для эскизного проектирования прямозубого
зацепления
Наименование параметров и размерность |
Обозначение |
Величина |
Входной вал В1 |
|
|
Диаметр концевого участка, мм |
d |
19 |
Диаметр вала (цапфы) под подшипники, мм |
dП |
25 |
Диаметр буртика для подшипников, мм |
dБП |
30 |
Длина концевого участка, мм |
ℓМБ |
28,5 |
Длина промежуточного участка, мм |
ℓКБ |
35 |
Зазор между колесами и стенкой корпуса, мм |
а |
9 |
Расчётная длина, мм |
ℓр1 |
74 |
Длина вала, мм |
ℓП1 |
140,5 |
Подшипники входного вала: |
205 |
|
наружный диаметр, мм |
D |
52 |
внутренний диаметр, мм |
d |
25 |
ширина, мм |
В |
15 |
динамическая грузоподъемность, кН |
Сr |
14 |
Выходной вал – В2 |
|
|
Диаметр концевого участка, мм |
d |
32 |
Диаметр вала под подшипники, мм |
dП |
40 |
Диаметр буртика для подшипников, мм |
dБП |
47,5 |
Диаметр буртика для колеса, мм |
dБК |
51,1 |
Длина концевого участка, мм |
ℓМТ |
48 |
Длина промежуточного участка, мм |
ℓКТ |
48 |
Расчётная длина, мм |
ℓр2 |
72 |
Длина вала, мм |
ℓП2 |
171 |
Подшипники выходного вала: |
208 |
|
наружный диаметр, мм |
D |
80 |
внутренний диаметр, мм |
d |
40 |
ширина, мм |
В |
18 |
динамическая грузоподъемность, кН |
Сr |
32 |
Таблица 2.6
Результаты расчетов для эскизного проектирования косозубого
зацепления
Наименование параметров и размерность |
Обозначение |
Величина |
Входной вал В1 |
|
|
Диаметр концевого участка, мм |
d |
19 |
Диаметр вала (цапфы) под подшипники, мм |
dП |
25 |
Диаметр буртика для подшипников, мм |
dБП |
30 |
Длина концевого участка, мм |
ℓМБ |
28,5 |
Длина промежуточного участка, мм |
ℓКБ |
35 |
Зазор между колесами и стенкой корпуса, мм |
а |
9 |
Расчётная длина, мм |
ℓр1 |
69,25 |
Длина вала, мм |
ℓ1п |
135,8 |
Подшипники входного вала: |
7205 |
|
наружный диаметр, мм |
D |
52 |
внутренний диаметр, мм |
d |
25 |
ширина, мм |
Т |
16,25 |
динамическая грузоподъемность, кН |
Сr |
24 |
Выходной вал – В2 |
|
|
Диаметр концевого участка, мм |
d |
32 |
Диаметр вала под подшипники, мм |
dП |
40 |
Диаметр буртика для подшипников, мм |
dБП |
47,5 |
Диаметр буртика для колеса, мм |
dБК |
51,1 |
Длина концевого участка, мм |
ℓМТ |
48 |
Длина промежуточного участка, мм |
ℓКТ |
48 |
Расчётная длина, мм |
ℓр2 |
69,8 |
Длина вала, мм |
ℓП2 |
168,8 |
Подшипники выходного вала: |
7208 |
|
наружный диаметр, мм |
D |
80 |
внутренний диаметр, мм |
d |
40 |
ширина, мм |
Т |
19,75 |
динамическая грузоподъемность, кН |
Сr |
46,5 |