Расчёт зубчатой передачи
Кинематическая схема привода
Выбор электродвигателя. Кинетический расчет привода
где h0 - общий КПД привода Общий КПД привода определяем по формуле: h0 = hmhзпhпк2 , (1.2) где hm 0,98 – КПД муфты, hзп 0,97 – КПД зубчатой пары, hпк 0,99 – подшипник качения h0 = 0,98·0,97·0,992 = 0,93 Ртр = = 1,61 кВт
1.2. Определяем передаточное число редуктора: (1.3) = 3,49
1.3.Определяем фактическое число оборотов ведомого вала: = 452 об/мин (1.4) Определяем угловые скорости валов: = 149 рад/с (1.5) = 43 рад/с (1.6) 1.4.Определяем крутящие моменты на валах редуктора: Т2 = = 34884 Н мм (1.7) Т1 = = 11628 Н·мм (1.8)
Расчёт зубчатой передачи 2.1. Выбор материала и термической обработки Для изготовления шестерни принимаем материал сталь 45, термическая обработка - улучшение до твёрдости 235…260 НВ. Для изготовления колеса принимаем сталь 45, термическая обработка – нормализация до твёрдости 180…205 НВ. 2.2.Допускаемые напряжения 2.2.1. Допускаемые контактные напряжения
2 НВ2min + 70 = 2·180 + 70 = 430 МПа Предел выносливости материалов по контактным напряжениям при пульсирующем цикле нагружения. SH = 1,1 – коэффициент безопасности KHL – коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряжениям NHO = 107 Np = Lh·n 260 = 8400·408·60 = 205632000 Np ≥ NHO, то KHL = 1 2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба Допускаемые напряжения изгиба определяем для материала шестерни и материала колеса отдельно [sF1] = = = 242 МПа (2.2) [sF2] = = = 185 МПа (2.3) sF01 = 1,8·HB1min = 1,8·235 = 423 МПа sF02 = 1,8·HB2min = 1,8·180 = 324 МПа
KHL1 = KHL2 = 1, т.к. Np2 ˃ NFO (NFO = 5·106 ˂ NHO) KFC = 1 SF = 1,75 2.3.
2.3.1. Определение межосевого расстояния: (2.4) KH = 1,3 – коэффициент расчётной нагрузки; Yа = 0,4 – коэффициент ширины колеса аw = 49 (3,15+1) = 203,35· = 203,35·0,42 = 85,407 Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до стандартного значения из ряда значений: аw = 90 2.3.2. Модуль зацепления: 0,02 аw = 0,02·90 = 1,8 (2.5) Принимаем значения модуля по стандарту: = 1,5 2.3.3. Число зубьев: = = 120 (2.6) Число зубьев шестерни: ³ 17 (2.7) z1 = = 29 Число зубьев колеса: =120 – 29 = 91 (2.8) Определяем фактическое передаточное число:
·100 = 0,317 (2.10) 2.3.4. Определяем геометрические параметры Диаметры делительных окружностей: d1 = z1 = 1,5·29 = 43,5 мм d2 = z2 = 1,5·91 = 136,5 мм Диаметры окружностей вершин: da1 = d1 + 2 = 43,5+2·1,5 = 46,5 мм da2 = d2 + 2 = 136,5+2·1,5 = 139,5мм Диаметры окружностей впадин: df1 = d1 – 2,5 = 43,5 – 2,5·1,5 = 39,75 мм df2 = d2 – 2,5 = 136,5 – 2,5·1,5 = 132,75 мм Ширина колеса: b2 = Yа аw = 0,4·90 = 36 мм Ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 36 + 5 = 41 мм Фактическое межосевое расстояние: аwф = = = 90 2.4. Проверочный расчёт 2.4.1.Считаем окружную скорость: = = 3,24(м/с) (2.11)
Kn = KHVKHb - по контактным направлениям KF = KFV KHb - по напряжениям изгиба Т.к. колёса прирабатываются, примем: KHV и KHb = 1 KHb = KFb = 1 KHVP = · (Vp – V1) + KHV1 KHVP = · (3,13 – 2) + 1,16 = 1,20 KHV = · (3,13 – 2) +1,16 = 1,26 Т.к. фактический коэффициент расчетной нагрузки KH меньше принятого в проектном расчете (KH = 1,3), то проверка по контактным напряжениям не требуется. 2.4.3 Силы, действующие в зацеплении, Н: Ft = (2.12) Ft = = 535 Н Fn = Fn = = 569 Н
= 20 = 0,94
Y1; Y2 YF1 = 3,80 YF2 = 3,60
= [ = = 35,7 185 МПа Прочность зубьев на изгиб обеспечена
3.
3.1 Выбор материала валов Материал для изготовления валов Ст 45, термическая обработка – улучшение до твердости 240…260 НВ 3.3.1 Ведущий вал: Определяем наименьший диаметр вала, передающий крутящий момент: d1 = = = 13,25 мм (3.1) [ = 25 МПа Принимаем d1 = 13 мм Диаметр под уплотнение: = d1 + 2t = 14 + 2·1,4 = 16,8 мм t = 1,4 Принимаем = 16 мм В качестве уплотнения принимаем манжету 1.1-16 х 30-1 ГОСТ 8752-79 Диаметр под подшипник: = + (1…5) = 16 + 4 = 20 мм Предварительно выбираем подшипник шариковый радикальный легкой серии 204: d = 20 мм; D = 47 мм; B = 14 мм; r = 1,5 мм; Cr = 10 кН Диаметр под шестерню: = + (1…5) = 20 + 5 = 25 мм Диаметр буртика:
d1б = + (3…5) d1б = 25 + 5 = 30 мм
Рис. 3.1 Ведущий вал 3.2 = 780 МПа – предел прочности; = 540 МПа – предел текучести; = 335 МПа – предел выносливости 3.3.2 Ведомый вал: Определяем наименьший диаметр вала, передающий крутящий момент: d2 = (3.2) [ = 25 МПа d2 = = = 19 мм Принимаем d2 = 19 мм Диаметр под уплотнение: = d2 + 2t t = 1,7 = 19 + 2 · 1,7 = 22,4 мм Принимаем = 22 мм
В качестве уплотнения принимаем манжету 1.1-22 х 40-1 ГОСТ 8752-79
= + (1…5) = 22 + 3 = 25 мм Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный легкой серии 205: d = 25 мм; D = 52 мм; В = 15 мм; r = 1,5 мм; = 11 кН Диаметр под шестерню:
= + 3 = 25 + 3·1,5 = 29,5 мм Принимаем = 30 мм Диаметр буртика: d2б = + 3f , где f = 1,2 d2б = 30 + 3·1,2 = 33,6 мм Принимаем d2б = 34 мм Ширину буртика предварительно примем 12,5 мм Рис. 3.2 Ведомый вал
Популярное: Модели организации как закрытой, открытой, частично открытой системы: Закрытая система имеет жесткие фиксированные границы, ее действия относительно независимы... Почему стероиды повышают давление?: Основных причин три... Почему двоичная система счисления так распространена?: Каждая цифра должна быть как-то представлена на физическом носителе... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (226)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |