- •Содержание.
- •1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
- •1.1 Определение общего коэффициента полезного действия привода
- •1.2 Выбор электродвигателя
- •1.3 Определение частот вращения на валах.
- •2. Расчёт зубчатых колес редуктора.
- •2.1 Выбор материала зубчатых колес.
- •2.2. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость.
- •2.3 Определение межосевого расстояния
- •2.4 Определение модуля зацепления
- •2.5 Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса "z2"
- •2.6 Основные размеры шестерни и колеса.
- •2.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.
- •3. Предварительный расчет валов.
- •Выбор муфты.
- •4. Выбор подшипников качения.
- •5. Проверка долговечности подшипника.
- •6. Конструктивные размеры шестерни и колеса.
- •7. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
- •9. Уточнённый расчёт валов.
- •10. Выбор сорта масла
- •Расчет передачи винт-гайка.
- •Проверка винта на устойчивость.
- •13.. Общие выводы .
- •Литература.
5. Проверка долговечности подшипника.
Ведущий вал.
Из предыдущих расчетов имеем Ft=97.62 Н, Fr=35.53 Н, Fa=0.
Реакция опор:
в плоскости xz
RX1= RX2= Ft/2=97.62/2=48.81 Н
в плоскости yz
RY1=1/2l1(Fr l1 +Fa d1/2)
RY1=17.765 Н.
RY2=1/2l2(Fr l2 -Fa d1/2)
RY2=17.765 Н.
Проверка:
RY+ R2- Fr=0
17.765+17.765-35.53=0.
Суммарные реакции:
Pr1= RX12+ RY12
Pr1=2382.4+315.59=51.94 Н
Pr2= RX22+ RY22
Pr1=51,94 Н.
Эквивалентная нагрузка:
Pэ=XV Pr1 КбК т
V=1
X=0.45
Pэ=(10.4551.94)=23.37 H =0.0234 кН.
L=(C/ Pэ)3
C=2500 H
L=13632 млн. об.
Lh=L106/60n=82.6 103 ч.
Что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Ведомый вал.
Реакция опор:
в плоскости xz
RX1= RX2= Ft/2=97.62/2=48.81 Н
в плоскости yz
RY1=1/2l1(Fr l1 +Fa d2/2)
RY1=17.765 Н.
RY2=1/2l2(Fr l2 -Fa d2/2)
RY2=17.765 Н.
Проверка:
RY+ R2- Fr=0
17.765+17.765-35.53=0.
Суммарные реакции:
Pr1= RX12+ RY12
Pr1=2382.4+315.59=51.94 Н
Pr2= RX22+ RY22
Pr1=51,94 Н.
Эквивалентная нагрузка:
Pэ=XV Pr1 КбК т
V=1
X=0.45
Pэ=(10.4551.94)=23.37 H =0.0234 кН.
L=(C/ Pэ)3
C=2500 H
L=13632 млн. об.
Lh=L106/60n=82.6 103 ч.
Так как ведомый вал является быстроходным, выбираем подшипник более быстроходный по ГОСТ 16162-85.
6. Конструктивные размеры шестерни и колеса.
Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше:
шестерня колесо
b1=15 мм b2=10 мм
d1=21 мм d2=21 мм
da1=22.51 мм da2=22.51 мм.
Под подшипники d п2=12 мм
под зубчатое колесо d к2=16 мм.
Диаметр ступицы:
d ст=1,6 d к2=1.616=25.6 (мм).
Длина ступицы:
d ст=(1.21.5) d к2=19.224 (мм)
примем lст=20 (мм).
Толщина обода:
0=(2.54) m n=2.54 (мм),
примем 0=5 мм.
Толщина диска
С=0.3 b2=0.310=30 мм.
7. Проверка прочности шпоночных соединений.
Шпонки призматические со скругленными торцами.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - чугун марки СЧ20.
Ведущий вал.
Напряжение смятия и условие прочности:
Gсм = 2T / d( h-t) (l – b) [Gсм]
Gсм = 2 1025 / (14 (5-2.3) (16-5) = 4.2 МПа [Gсм]
Gсм=50...70 МПа
Условие Gсм [Gсм] выполнено.
Ведомый вал.
Напряжение смятия и условие прочности:
Gсм = 2T / d( h-t) (l – b) [Gсм]
Gсм = 2 2971/ (16 (5-3) (18-5) = 14.2 МПа [Gсм]
Gсм=50...70 МПа
Условие Gсм [Gсм] выполнено.