- •Содержание
- •2 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи……………11
- •3 Проектный расчёт валов цилиндрической зубчатой передачи……………………………………………………………………..24
- •4 Первый этап компоновки редуктора……………………..28
- •5 Проверочный расчёт валов…………………………………......30
- •Введение
- •Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя
- •1.1 Определение потребной мощности привода
- •Определение коэффициента полезного действия
- •Определение частоты вращения приводного вала
- •Выбор предварительного общего передаточного отношения привода
- •1.10 Определение крутящих моментов на валах привода
- •Расчёт цилиндрической зубчатой передачи
- •2.1 Выбор материалов и термической обработки
- •Определение допускаемых напряжений
- •Определение межосевого расстояния
- •Расчёт предварительных основных размеров колеса
- •Расчёт и выбор по ст сэв модуля передачи
- •Определение суммарного числа зубьев предварительного угла наклона
- •Определение числа зубьев шестерни и колеса
- •Определение фактического передаточного числа
- •Определение геометрических размеров колёс
- •Определение усилий в зацеплении
- •Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба
- •Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям
- •Основные геометрические параметры зубчатого зацепления
- •Проектный расчёт валов цилиндрической зубчатой передачи
- •3.1 Материалы и допускаемые напряжения для валов редуктора
- •Определение диаметров ведущего вала и предварительный подбор подшипников качения
- •Определение диаметров ведомого вала и предварительный подбор подшипников
- •4 Первый этап компоновки редуктора
- •5 Проверочный расчёт валов
- •5.1 Составление расчётных схем и определение усилий в цилиндрической зубчатой передаче
- •5.2 Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих крутящих моментов для ведущего вала
- •5.2.1 Определение диаметров ведущего вала в опасных сечениях по совместному действию изгиба и кручения
- •5.3 Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих крутящих моментов для ведомого вала
- •5.3.1 Определение диаметров ведомого вала в опасных сечениях по совместному действию изгиба и кручения
- •6 Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности
- •6.1 Расчёт подшипников качения для ведущего вала
- •6.2 Расчёт подшипников качения для ведомого вала
- •7 Выбор и расчёт шпонок
- •7.1 Выбор и расчёт шпонок ведущего вала
- •7.2 Выбор и расчёт шпонок ведомого вала
- •8 Расчёт ведомого вала на усталостную прочность
- •9 Второй этап компоновки редуктора
- •10 Расчёт соединительной муфты
- •11 Выбор и расчёт объёма масла для смазывания зубчатых колёс и подшипников.
- •12 Применяемые посадки для соединения деталей. Расчёт допусков формы и расположения поверхностей.
- •13 Последовательность сборки и разборки редуктора Сборка редуктора
- •Список используемой литературы
5.2.1 Определение диаметров ведущего вала в опасных сечениях по совместному действию изгиба и кручения
Диаметр в опасном сечении определяется по формуле:
, (77)
где =410 МПа (см. п. р. 3.1)
- приведенный или эквивалентный момент, определяемый по третьей теории прочности
, (78)
где - суммарный изгибающий момент,
(79)
мм
мм
Прочность вала обеспечена, т.к.
5.3 Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих крутящих моментов для ведомого вала
На основании составленных расчетных схем для косозубой передачи для ведомого вала определяем реакции опор в двух плоскостях и изгибающие моменты.
В вертикальной плоскости:
(80)
(81)
Проверка:
Определяем изгибающие моменты методом характерных точек
(82)
В горизонтальной плоскости:
(83)
(84)
Проверка:
Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
(85)
Рис. 7 – Эпюра изгибающих и крутящих моментов ведомого вала одноступенчаторедуктора с цилиндрическими косозубыми колёсами
5.3.1 Определение диаметров ведомого вала в опасных сечениях по совместному действию изгиба и кручения
Диаметр в опасном сечении определяется по формуле:
, (86)
где =410 МПа (см. п. р. 3.1)
, (87)
мм
мм
Прочность вала обеспечена, т.к.
6 Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности
6.1 Расчёт подшипников качения для ведущего вала
Рис. 8 – Схема к расчету шариковых подшипников ведущего вала редуктора
Н, Н, Н, Н (см. п. р. 5.2)
n1 = 730 мин-1 (см. п. р. 1.9)
часов (по условию задания)
Н (см. п. р. 2.10)
N = 36308 (см. п. р. 3.2)
(см. п. р. 3.2)
0 [1, c.18]
Долговечность подшипника [1, c.105] :
час, (88)
где - динамическая радиальная грузоподъемность, кН
- эквивалентная нагрузка, кН
- показатель степени, - для шариковых подшипников
- по указанию [1, c.105]
Радиальные усилия, воспринимаемые подшипниками:
(89)
(90)
Определяем отношение осевой нагрузки в статической грузоподъемности:
(91)
По полученному значению отношения определяем коэффициент осевого нагружения [3, c.14] и [1, c.101, табл. 6.1]:
Осевые составляющие радиальной нагрузки по [1, c.101]
Н (92)
Н (93)
По рекомендации [1, c.101, табл. 6.1] выбираем осевые силы, нагружающие подшипники :
Н (94)
Н (95)
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р для радиальных подшипников:
[1, c.103] (96)
где ,– коэффициенты радиальной и осевой нагрузок
= 0,45, = 1,78 [1, c.101, табл. 6.1]
- вращающееся внутреннее колесо, по рекомендации [1, с.103]
- коэффициент безопасности, по рекомендации [1, с.104, табл. 6.3]
- температурный коэффициент, учитывающий рабочую температуру нагрева подшипника
По рекомендации [1,с.105, табл. 6.4] принимаем температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника до 1000С,
Н
часов
Выбранный подшипник пригоден, т.к. , 37,6∙103 ч > 12,5∙103 ч