- •Зуборезный станок
- •3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (быстроходная ступень).
- •3.1. Материалы колеса и шестерни.
- •3.2. Допускаемые напряжения.
- •3.3 Межосевое расстояние:
- •3.4 Предварительные основные размеры колеса.
- •3.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
- •4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (тихоходная ступень).
- •4.1. Материалы колеса и шестерни.
- •4.2. Допускаемые напряжения.
- •4.3 Межосевое расстояние:
- •4.4 Предварительные основные размеры колеса.
- •4.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
- •5. Расчет цепной передачи
- •5.1. Расчетное значение шага.
- •5.2. Скорость вращения ведущей звездочки.
- •6.2.2 Тихоходная ступень
- •6.3. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора.
- •7. Подбор муфты
- •8. Подбор шпонок.
- •9.2.2 Определение суммарных реакций опор.
- •10.2.4 Крутящий момент в сечениях вала.
- •10.3.4 Крутящий момент в сечениях вала.
- •12. Посадки зубчатого колеса и подшипников.
- •13. Сборка редуктора.
- •Список литературы
- •Содержание
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] = 100120МПа.
при чугунной ступице: [см] = 6080 МПа.
8.1 Ведущий вал.
Диаметр вала под полумуфту 24 мм.
Сечение шпонки bh= 87мм.
Глубина паза вала t1= 4мм.
Длина шпонки l =30мм.
, т.к. материал полумуфты – чугун.
Условие прочности выполняется.
8.2 Промежуточный вал.
Диаметр вала под цилиндрическое колесо 34 мм.
Сечение шпонки bh= 108мм.
Глубина паза t1= 5мм.
Длина шпонки l =40мм.
, т.к. материал цилиндрического колеса – сталь.
Условие прочности выполняется.
8.3 Тихоходный вал
Диаметр вала под цилиндрическое колесо 56 мм.
Сечение шпонки bh= 1610мм.
Глубина паза t1= 6мм.
Длина шпонки l =70мм.
, т.к. материал цилиндрического колеса – сталь.
Условие прочности выполняется.
Диаметр вала под звездочку цепной передачи 40 мм.
Сечение шпонки bh= 128мм.
Глубина паза t1= 5мм.
Длина шпонки l =70мм.
, т.к. материал звездочки – сталь.
Условие прочности выполняется.
9. Проверочный расчет подшипников.
9.1 Ведущий вал.
Силы в зацеплении: Ft= 1707,32 Н, Fr= 624,55 Н. Fa= 170,4 Н.
Консольная сила от муфты: Fм=500 Н.
Частота вращения вала n= 950об/мин.
Расстояния: l1= 50мм, l2= 135мм,lм= 40мм.
Приемлемая долговечность подшипниковLh= 20000 часов.
9.1.1 Определение опорных реакций.
В вертикальной плоскости:
MDx =0, -RBy·(l1+l2) + Fr · l2 + Fa·½d1 = 0;
MBx =0, RDy·(l1+l2)– Fr · l1 + Fa·½d1 = 0;
Проверка:
Y=0,RDy –Fr +RBy= 0;
148,4 – 624,55 + 476,1 = 0.
В горизонтальной плоскости:
MDy=0,RBx·(l1+l2)–Ft ·l2+Fм·(l1 + l2 + lм)= 0;
MВy=0, -RDx·(l1+l2) +Ft·l1+Fм·lм= 0;
Проверка:
X=0,RDx –Ft +RBx+Fм= 0;
569,5–1707,32+637,8+500=0.
9.1.2 Определение суммарных реакций опор.
Для опоры B:
Для опоры D:
9.1.3 Выбор типа подшипника
Тип подшипника выбираем в соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин.
Для быстроходного вала dп =30мм. принимаем наиболее дешевый шарикоподшипник радиальный однорядный № 206 легкой серии с параметрами:d= 30мм,D= 62мм,В= 16мм,r= 1,5мм; грузоподъемность:Cr= 15,3кН, Cor= 10,2кН .
9.1.4 Выбор коэффициентов
Первоначально задаемся коэффициентами:
Кк– коэффициент, учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольцаКк= 1.
K– коэффициент безопасности, при кратковременной перегрузкеK=1,2.
KT– температурный коэффициент,KT=1.
9.1.5 Определение осевых составляющих реакций:
Отношение осевой нагрузки подшипника Ra=Faк статической грузоподъемности: Ra/C0= 170,4/10200 = 0,017. По табличным данным определяем e=0,34.
Отношение осевой нагрузки к радиальной:
Для опоры B: Ra/KкRB=170,4/(1795,9)=0,21.
Т.к. Ra/KкRB < e X=1; Y=0.
Для опоры D: Ra/KкRD=170,4/(1588,5)=0,29.
Т.к. Ra/KкRD < e X=1; Y=0.
9.1.6 Определение эквивалентной нагрузки.
где R– радиальная нагрузка, действующая на опору, Н.
Fa– осевая нагрузка, действующая на опору, Н.
X – коэффициент радиальной нагрузки.
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Для опоры B:RE= 1·1·795,9·1,2·1= 955,08Н.
Для опоры D:RE= 1·1·588,5·1,2·1= 706,2Н.
9.1.7 Расчетная долговечность в часах для более нагруженной опоры B.
,
для шарикоподшипников параметр a23=0,8.
Полученный вариант устраивает.
9.2 Промежуточный вал.
Силы в цилиндрическом зацеплении быстроходной ступени: Ft2= 1707,32 Н, Fr2= 624,55 Н. Fa2 = 170,4 Н.
Силы в цилиндрическом зацеплении тихоходной ступени: Ft1= 3835 Н, Fr1= 1418,6 Н. Fa1= 694,2 Н.
Частота вращения вала n= 267,6об/мин.
Расстояния:l1= 70мм,l2= 65мм, l3= 50мм.
Приемлемая долговечность подшипников Lh= 20000 часов.
9.2.1 Определение опорных реакций.
Вертикальная плоскость.
В вертикальной плоскости имеем
MA=0,RDy·(l1+l2+l3) –Fr1·(l2 +l3) +Fr2 ·l3+Fa1 ·½d1 +Fa2 ·½d2= 0;
MD =0, -RAy·(l1+l2+l3) – Fr2·(l1 + l2) + Fr1 · l1 +Fa1 ·½d1+Fa2 ·½d2= 0;
Проверка:
Y=0,RDy +Fr2 –Fr1 +RAy= 0;
515,6 + 624,55 – 1418,6 +278,5 = 0.
Горизонтальная плоскость.
В горизонтальной плоскости имеем:
MA =0, -RDx·(l1+l2+l3) + Ft1·(l2 + l3) – Ft2 · l3 = 0;
MD =0, RAx·(l1+l2+l3) +Ft2·(l1 + l2) – Ft1 · l1 = 0;
Проверка:
X=0,RDx +Ft2 –Ft1 +RAx= 0;
1922,5 + 1707,32 – 3835 + 205,2 = 0.