- •Содержание.
- •1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
- •1.1 Определение общего коэффициента полезного действия привода
- •1.2 Выбор электродвигателя
- •1.3 Определение частот вращения на валах.
- •2. Расчёт зубчатых колес редуктора.
- •2.1 Выбор материала зубчатых колес.
- •2.2. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость.
- •2.3 Определение межосевого расстояния
- •2.4 Определение модуля зацепления
- •2.5 Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса "z2"
- •2.6 Основные размеры шестерни и колеса.
- •2.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.
- •3. Предварительный расчет валов.
- •Выбор муфты.
- •4. Выбор подшипников качения.
- •5. Проверка долговечности подшипника.
- •6. Конструктивные размеры шестерни и колеса.
- •7. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
- •9. Уточнённый расчёт валов.
- •10. Выбор сорта масла
- •Расчет передачи винт-гайка.
- •Проверка винта на устойчивость.
- •13.. Общие выводы .
- •Литература.
2.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.
GF = Ft´КF´YF´Yβ´КFα/(b´mn)
КF=КFβ´КFυ
КFβ=1.08
КFυ=1.25
КF=1.35
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа zυ.
Шестерня: zυ1=z1/cos3β=21
Колесо: zυ2= z2/cos3β=60
По ГОСТ 21354-75:
YF1=4.09, YF2=3.62 .
Допускаемое напряжение:
[GF]=GFlim/[SF]
GFlim=1.8 НВ
Шестерня: GFlim=1.8´230=414 МПа
Колесо: GFlim=1.8´200=360 МПа
[GF]= [GF]' ´[GF]''=1.75
[GF]'=1.75
[GF]'=1.0
Шестерня: [GF1]??=414/1.75=236.5 МПа
Колесо: [GF2]??=360/1.75=206 МПа
Находим отношение [GF]/ YF:
Шестерня: 236.5/3.90=60.7 МПа
Колесо: 206/3.61=57 МПа
Дальнейшие расчёты ведём для зубьев колеса , так как для него отношение меньше.
Определяем коэффициент Yβ и КFα:
Yβ=1, =1, ьb_шЊыїАЏGF2=Ft´КF´YF´Yβ´КFα/(b2´mn)
КFα=4+(εα-1)(n-5)/(u´ εα)
КFα=1 т.к. <1
GF2=97.62´1.35´3.62´1´1/10=47.707 МПа
GF2<[GF2] прочность обеспечена.
3. Предварительный расчет валов.
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении к=25 МПа по формуле:
d b1 =3 16 Тк1 /( к)
d b1= 3161025/(3.1420)=6.39 (мм)
Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d дв=14 (мм) и d b1=14 (мм). Шестерню выполним за одно целое с валом.
Примем под подшипниками d п1=15 (мм).
Выбор подшипников качения.
Ведомый вал.
Учитывая влияние изгиба вала, принимаем к=20 МПа.
d b2 =3 16 Тк /( к)
d b= 3162971/(3.1420)=9.11 (мм).
Диаметр вала подшипниками принимаем d п2=14 (мм).
-
Выбор муфты.
В задание на курсовое проектирование деталей привода стола прибора предусматривается не проектирование муфт для соединения валов, а выбор из числа стандартных конструкций с учетом особенностей эксплуатации прибора и последующей проверкой элементов муфты на прочность.
Типоразмер муфты выбираем по диаметру вала и по величине расчётного вращающегося момента
Тр=ТномТ
где - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации.
=1.15
Тр=1.151025=1178.75 (Нмм)=1.178 (Нм)
Т. к. соосность соединения валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается, то допустимо устанавливать жёсткие муфты. Выбираем муфту втулочную по ГОСТ 24246-80
d=14 мм
D=28 мм
L=45 мм
винт М68,66
шпонка 5516
Т=16 Нм
Т. к. Тр Т данная муфта удовлетворяет требуемым характеристикам.
4. Выбор подшипников качения.
Основные размеры подшипников качения установлены ГОСТ 3478-79 для диаметров в пределах 0,6...2000 мм по арифметическим рядам через 1, 5 и 10 мм с отклонениями, приближающими эти ряды к рядам геометрическим.
Ведущий вал:
Выбираю подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75).
Обозначение 102
d=15 мм
D=32 мм
В=9 мм
С=5590 Н
n=33 об/мин.
Ведомый вал:
Выбираю подшипник шариковый однорядный радиально-упорный (ГОСТ 831-75).
Обозначение 800101
d=14 мм
D=28 мм
В=8 мм
С=5070 Н
n=24 об/мин.