Расчет и проектирование зубчатых и червячных передач
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
p>
где: m = 6
Эквивалентное время работы привода в течение срока службы
Teи = tэкв.и.*g*L= 6,757*260*5= 8784,1 час
Эквивалентное число циклов нагрузки шестерни и колеса
Полученные значения сравниваются с базовым числом циклов NOИ = 4,10 *106:
у шестерни: NЕи1 = 37,6 *107>4,10*106 ;
у колес: NЕи2 = 7,5*107 >4,10*106
Следовательно, режим нагружения шестерни и колеса постоянный, работа длительная. Соответствующая постоянному режиму допускаемое напряжение изгиба равно:
где: ?ОИ - предел изгибной прочности:
?ои = 1,8НВ
для шестерни:
?ои1 = 1,8*215 = 387 МПа
для колеса:
?ои2 = 1,8*203,5 = 366 МПа
Yr = 1: Ym = 1: Yy = 1,2: n3 = 1,5
для шестерни:
для колеса:
Проектный расчёт закрытой цилиндрической передачи
Определение межосевого расстояния
За исходные величины принимаем:
крутящий момент: М3 = 233,7 Hм на 3 валу.
Передаточное число зубчатой передачи U = 5.
Расчётное допускаемое контактное напряжение [?]Нр = 407 МПа
Коэффициент относительной ширины колеса : ?а = 0,5
Коэффициент нагрузки принимаем: К = 1,2
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: К?н = 1,02.
Определение ширины зубчатого колеса
- ширина колеса
- ширина шестерни
Определение модуля зубчатого колеса
Определение числа зубьев шестерни и колеса
- суммарное число зубьев шевронной передачи
- число зубьев шестерни
- число зубьев колеса
Уточнение передаточного числа
,2% в допуске 5%
Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых передач
Делительный диаметр шестерни
Делительный диаметр колеса
Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса
Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса
Межосевое расстояние
Проверочный расчёт
: U = 5,16: K = 1,2: Kxн = 1,02: М3= 233,7: В2 = 62,5
430>407
% в допуске 5%
Расчёт зубьев цилиндрических зубчатых колес на изгибную прочность
К = 1,2
YF = ZV = 3,6
2 = 62,5
mnc = 2мм
Y? - коэффициент учитывающий наклон зубьев
Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора
Шестерня: Колесо:
ширина - ширина -
глубина - глубина -
Торец обода -
Торец ступицы -
= 50тАж80 мм
f1 = 2,0мм
Вст2 - длинна ступицы колеса
Вст2 = B2 + ?1 = 62,5 + 32 = 94,5 мм
Выбор диаметра и длинны ступицы вала-шестерни
d3 - Выходной конец
d3 = 1403vN2/n2= 1043v3,63/713 = 24,1 = 25мм
где N2 - мощность на валу
n2 - частота вращения вала
l3 - длина выходного конца
l3 = 1,5*d3 = 1,5*25 = 37,5 =40 мм
d4 - диаметр ступицы на которой располагается шарикоподшипник
d4 = 30мм
Выбираем шарикоподшипник серии №306 с параметрами:
d = 30ммD = 72ммВ = 19мм С = 28,1 кН
Манжетное уплотнение:
D - диаметр манжета, D = 52мм
h - ширина манжета, h = 10мм
l4- длинна ступицы на которой располагается шарикоподшипник
l4 = bфл+5мм = 40+5 = 45мм
d5 -ступень необходимая для упора вала-шестерни в подшипник
d5 = 35мм
l5 = ? = 10мм ; ?1 = 30мм
d4 - диаметр ступицы на которой располагается подшипник, все расчеты идентичны расчетам d4.
А - ширина внутренней плоскости редуктора.
А = В1+2*?+? = 67,5+30+2*10= 117,5мм
где В1 - ширина шестерни
? - зазор зубьев
? - ширина канавки, она равна 30мм
Выбор диаметра и длины ступеней вала колеса.
d6 - диаметр вала колеса
6 - длинна ступени d6 она должна быть не менее 1,5 d6.
l6 = 1,5*d6 = 1,5*67,5 = 68мм
Последующие диаметры ступеней выбираются ближайшими в большую сторону по стандартному ряду.
d7 = 50ммd8 = 60ммd9 = 70мм
l8 - длина ступени зависит от вида зубчатой передачи
l8 = B2+?1-f1 = 62,5+32-1,5 = 93 мм
l7 - длина ступени зависит от подшипника которой будет напрессовываться на нее. Выбираем подшипник серии №310 с параметрами:
d = 50мм D = 110ммВп = 27мм С = 61,8кН
а и b - размеры необходимые для расчета прочности тихоходного вала.
а = b = А+Вп/2 = 117,5+27/2 = 72мм
длинна между опорами lш = а + b = 72+72 = 144 мм
Расчет валов
Силы, действующие в зацеплении цилиндрических зубчатых передачах
P - окружное усилие, Т - радиальное усилие, А - осевое усилие
Проверочный расчет (изгиб и кручение)
Определение опорных реакций на тихоходном валу
а = b = 72мм
lш =144мм
Реакции опор в горизонтальной плоскости
Реакция опор в вертикальной плоскости
Сумма реакций
Определение действующих на валах изгибающих моментов Ми
Эпюра моментов в горизонтальной плоскости.
Опасное сечение в точке С.
Эпюра моментов в вертикальной плоскости
Суммарный изгибающий момент.
Крутящий момент, действующий в опасном сечении равен М3 = 233,7Нм
Определение напряжений в опасном сечении валов
МИс = 86,9Нм