- •4. Расчет конической зубчатой передачи
- •4.1. Материалы колеса и шестерни.
- •4.2. Допускаемые напряжения.
- •4.3. Диаметр внешней делительной окружности колеса.
- •4.4. Конусное расстояние и ширина колес.
- •4.5.Модуль передачи.
- •4.6.Число зубьев.
- •4.7.Фактическое передаточное число.
- •4.8.Окончательные значения размеров колес.
- •4.9 Размеры заготовки колес.
- •4.10. Силы в зацеплении
- •4.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
- •4.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- •5.1. Материалы колеса и шестерни.
- •5.2. Допускаемые напряжения.
- •5.3 Межосевое расстояние:
- •5.4 Предварительные основные размеры колеса.
- •5.5 Модуль передачи
- •5.11 Силы в зацеплении
- •5.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
- •5.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
- •6. Проектный расчет.
- •6.1 Диаметры валов
- •6.2 Конструктивные размеры зубчатых колес.
- •6.3 Выполняем эскизную компоновку редуктора.
- •7. Подбор муфты
- •9. Расчет подшипников.
- •9.1 Быстроходный вал.
- •9.1.1 Определяем опорные реакции.
- •9.1.2 Определяем суммарные реакции опор.
- •9.1.3 Выбор типа подшипника
- •9.3.1 Определяем опорные реакции.
- •9.3.2 Определяем суммарные реакции опор.
- •9.3.3 Выбор типа подшипника
- •10.1.1 Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях а,b,с,d.
- •10.2.1 Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях а,b,с,d.
- •10.3.1 Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях а,b,с,d.
- •12. Посадки зубчатого колеса и подшипников.
- •13. Сборка редуктора.
- •Список литературы
- •Содержание
6.3 Выполняем эскизную компоновку редуктора.
7. Подбор муфты
Д ля передачи момента с тихоходного вала редуктора на входной вал рабочего механизма используем упругую втулочно-пальцевую муфту.
По ГОСТ 21424-75 для посадочного диаметра d=40 мм применяем муфту со следующими параметрами:
Передаваемый вращающий момент T=500 Нм (в нашем случае 515 Нм).
Угловая скорость не более 380 с-1. (в нашем случае 2,5 с-1)
Длины отверстий: lцил=82мм; lкон =56 мм.
Габаритные размеры: L =169 мм; D=170мм; d0=36мм
Смещение осей валов не более: радиальное r=0,4; угловое =1.
Зазор между полумуфтами С=3…5мм.
Остальные параметры муфты рассчитываются по следующим соотношениям: B0,25D=42,5мм; b0,5B=21,25мм; D0=D-(1,5…1,6)d0=115мм; dст=1,6d=64мм.
Размеры втулок и пальцев:
диаметр пальца dп =18мм.
длина пальца lп=42мм.
резьба выходного конца пальца d0, М12.
количество пальцев z=6.
диаметр втулки упругой dв =35мм.
длина втулки упругой lв=36мм.
Пальцы муфты, изготовленные из стали 45, рассчитываем на изгиб:
Упругие элементы муфты проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами:
Выбранная муфта подходит.
8. Подбор шпонок.
Шпонки призматические, со скругленными торцами. Материал - сталь 45, термообработка – нормализация. Напряжения смятия и условия прочности:
Допускаемые напряжения смятия:
при стальной ступице: [см] = 100 120 МПа.
при чугунной ступице: [см] = 60 80 МПа.
8.1 Быстроходный вал.
Диаметр вала под шкив 26 мм.
Сечение шпонки bh = 87 мм.
Глубина паза t1 = 4 мм.
Длина шпонки l = 25 мм.
, т.к. материал шкива – сталь.
Условие прочности выполняется.
8.2 Промежуточный вал.
Диаметр вала под коническое колесо 40 мм.
Сечение шпонки bh = 128 мм.
Глубина паза t1 = 5 мм.
Длина шпонки l = 50 мм.
, т.к. материал конического колеса – сталь.
Условие прочности выполняется.
8.3 Тихоходный вал.
Диаметр вала под цилиндрическое колесо 56 мм.
Сечение шпонки bh = 1610 мм.
Глубина паза t1 = 6 мм.
Длина шпонки l = 70 мм.
, т.к. материал цилиндрического колеса – сталь.
Условие прочности выполняется.
Диаметр вала под полумуфту 40 мм.
Сечение шпонки bh = 128 мм.
Глубина паза t1 = 5 мм.
Длина шпонки l = 80 мм.
, т.к. материал полумуфты – чугун.
Условие прочности не выполняется. Ставим вторую шпонку, из расчета симметричности распределения нагрузки имеем см= ½126,3=63,15МПа - нагрузка воспринимаемая одной шпонкой. см<[см].
9. Расчет подшипников.
9.1 Быстроходный вал.
Силы в зацеплении: Ft1 = 1985,3 Н, Fr1 = 680,74 Н. Fa1=242 Н.
Значение консольной силы, возникающей от клиноременной передачи Fоп=545,22Н.
Частота вращения вала n = 234,16 об/мин.
Приемлемая долговечность подшипников Lh = 20000 часов.
Расстояния: l1 = 30 мм, lб = 100 мм, lоп = 50 мм
9.1.1 Определяем опорные реакции.
В вертикальной плоскости:
MCx =0, -RBy·lб - Fr1 · l1 + Fa1·½d1 + Fоп·(lб+lоп)= 0;
MBx =0, RCy·lб – Fr1 · (lб+l1)+ Fa1·½d1 + Fоп·lоп= 0;
Проверка:
Y =0, RBy – Fr1 + RCy – Fоп = 0;
691 – 680,74 + 535 – 545,22= 0.
В горизонтальной плоскости:
MCy =0, -RBx·lб + Ft1· l1 = 0;
MВy =0, -RCx·lб + Ft1·(lб+l1) = 0;
Проверка:
X =0, RCx – RBx – Ft1 = 0;
2580,9 –595,6– 1985,3 = 0.