- •Содержание
- •Введение
- •1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет..
- •2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах.
- •3. Расчет передач.
- •3.1 Расчет клиноременной передачи
- •3.2 Расчет конической прямозубой передачи.
- •4. Предварительный расчет валов
- •5. Подбор и проверочный расчет муфт
- •6. Предварительный расчет подшипников
- •7. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников.
- •8. Расчет валов по эквивалентному моменту.
- •Проверка статичной прочности валов по эквивалентному моменту.
- •Подбор подшипников по динамической грузоподъемности.
- •10. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений.
- •11. Расчет валов на выносливость.
- •12. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей.
- •13.Описание сборки редуктора.
3. Расчет передач.
3.1 Расчет клиноременной передачи
Исходные данные для расчета:
- передаваемая мощность Ртр=7,796 кВт;
- частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв=1458 об/мин;
- передаточное отношение Uрем=2.1;
- скольжение ремня ε=0,015
По номограмме (рис 7.35 [1]) принимаем сечение клинового ремня Б.
Диаметр меньшего шкива равен:
d1=(3..4)=(3..4)
Принимаем d1=140 мм (ГОСТ 17383-73).
Диаметр большего шкива равен:
d2=Uрем∙d1(1-ε)=2.1∙140(1-0.015)=294 мм
Принимаем d2=280 мм (ГОСТ17383-73)
Уточняем передаточное отношение
Отклонение составляет 3.5%, что допустимо.
Межосевое расстояние принимаем в интервале аmin≤ap≤amax,
аmin=0.55∙(d1+d2)+T0=0.55(140+280)+10,5=241.5 мм
Где Т0– высота сечения ремня (табл. 7.7 [1])
amax= 2(d1+d2)=840 мм
Принимаем ар=520 мм.
Расчетная длина ремня равна
L=2∙ap+0.5∙π(d1+d2)+
L=2∙520+0.5∙3.14∙(140+280)+=1708 мм
Ближайшая длина ремня по стандарту (ГОСТ 1284.1-80) L=1800 мм.
Уточняем межосевое расстояние ар=534 мм
При монтаже передачи обеспечим возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01∙L=0.01∙1800=18 мм для облегчения надевания ремней и возможность увеличения его на 0,025∙L=0.025∙1800=45 мм для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива равен:
α1=180°-
α1=180°-
Число ремней в передаче определяем по формуле:
p0- мощность, передаваемая одним клиновым ремнем
Принимаем p0=3.1 кВт (табл. 7.8[1]).
Ср– коэффициент режима работы (Ср=1 – режим работы легкий);
СL– коэффициент учитывающий влияние длины ремня, принимаем СL=1. (табл. 7.2 [1]);
Cα– коэффициент учитывающий число ремней в передаче, принимаем Сα=0,93 приz=2..3.
Принимаем z=3
Натяжение ветви клинового ремня определим по формуле:
υ – скорость ремня
Q– коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил. ПринимаемQ= 0,18 м∙с2/м2.
Давление на валы:
FB=2∙F0∙z∙sin(α1/2)
Где sin(α1/2)=sin(165/2)=0.994
FB=2∙233∙3∙0.991=1385H
Ширина шкивов
Вшк=(z-1)l+2∙f
Где l=15 мм;f= 10 мм (табл. 7.12 [1]).
Вшк=(3-1)15+2∙10=50 мм.
3.2 Расчет конической прямозубой передачи.
Принимаем для шестерни и колеса одну марку стали, но с различной термообработкой.
По табл.3.3 [1] принимаем: для шестерни - сталь 40Х с твердостью НВ=270; для колеса - сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=245.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений (см. ф. 6.33[1]) при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев колеса:
NH=60∙n∙Lh=60∙694,2∙15000=624,8∙106циклов
Базовое число циклов перемены напряжений по графику (рис. 6.21 [1]): NHO=85106приHВ 270 единиц.
где для колеса: Hlimb =2·НВ+70=2·245+70=560 МПа.
Коэффициент безопасности:
Допускаемое контактное напряжение:
[SH ]=1,1.
Тогда:
Определим параметры передачи (см. рис.4.1).
Внешний делительный диаметр колеса:
где: КН =1,35 при консольном расположении колеса;
bRe =0,285- коэффициент ширины венца;
Ка =99.
Тогда:
Принимаем по ГОСТ 12289-76 de2 =315 мм.
Примем число зубьев шестерни z1 =26.
Число зубьев колеса: z2 =z1·иКП =26·3,15=82.
Внешний окружной модуль:
Углы делительных конусов:
Внешнее конусное расстояние Reи длина зуба в:
Принимаем в=50 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни:
Средний делительный диаметр шестерни:
Средний делительный диаметр колеса:
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
Средний окружной модуль:
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:
Средняя окружная скорость:
Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.
Для проверки контактных напряжений определим коэффициент нагрузки:
где: КН =1,15- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;
КН =1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;
КН =1,05- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.
Проверим контактное напряжение:
Силы в зацеплении:
окружная:
радиальная для шестерни (равная осевой для колеса):
осевая для шестерни (равная радиальной для колеса):
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
где: KF =1,37 (см. табл.3.7 [1]); КF =1,25 (см. табл.3.8 [1]).
YF –коэффициент формы зуба:
для шестерни:
для колеса:
При этих значениях по ГОСТ 21354-75: YF1 =3,81;YF2 =3,61.
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
где: (по табл.3.9 [1])
для шестерни:
для колеса:
[SF ]= [SF ] · [SF ]-коэффициент запаса прочности.
[SF ]=1,75 (см. табл.3.9 [1]); [SF ]=1 (для поковок и штамповок):
[SF ]= 1,75 · 1=1,75.
Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни:
для колеса:
Для шестерни отношение
Для колеса отношение
Так как для колеса полученное значение отношения меньше, чем для шестерни, то проверим зуб колеса:
Найдем конструктивные размеры шестерни и колеса (см. рис.4.2).
Шестерню будем выполнять заодно с ведущим валом. Принимаем длину посадочного участка lСТ =b=50мм.
Колесо назначаем кованное. Его размеры: dае2=315 мм; в=50 мм;
диаметр ступицы:dСТ =1,6·dК2 =1,6·38=60,8мм; принимаемdСТ =60мм;
длина ступицы: LСТ =(1,2—1,5)·dК2 =45,6—57 мм; принимаемLСТ =50 мм;
толщина обода: бО =(3-4)·m=(3-4)·2,75=8-10,7мм; принимаем бО =9 мм;
толщина диска: С=(0,1-0,17)·RE =(0,1-0,17)·150.5=15.05-23.2мм; принимаем С=20 мм.
Рисунок 3.1 Конструктивные размеры колеса.