- •Кинематический и силовой расчет привода.
- •II. Выбор материала зубчатых колес и определение допустимых напряжений и
- •2.8) Определение остальных геометрических размеров.
- •Расчёт червячной быстроходной передачи
- •3.2) Определяю геометрические параметры червяка.
- •3.3) Определяю геометрические параметры червячного колеса.
- •3.4) Расчёт зубьев колёс на выносливость при изгибе.
- •3.5) Тепловой расчёт червячного редуктора.
- •IV) Компоновка редуктора.
- •V) Выбор типа подшипника.
- •VI) Расчёт вада на работоспособность.
- •Расчет быстроходной передачи.
- •IV. Предварительный расчет валов.
- •1) Быстроходного вала.
- •2) Промежуточного вала.
- •Тихоходного вала.
- •VI.Уточненный расчет.
- •VIII. Выбор смазки.
- •IX.Список используемой литературы.
VI) Расчёт вада на работоспособность.
Расчет быстроходной передачи.
Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: [σ]Н = 515Н/мм2.
Определение межосевого расстояния.
Из условия соосности аБ = аТ = 250 мм.
Определяю окружную скорость
Определяю ширину колеса и шестерни:
;
.
Найду нормальный модуль:
.
Принимаю mn = 3 в соответствии со стандартным рядом по ГОСТ 9563-60 .
Определяю основные размеры шестерни и колеса.
Тогда число зубьев колеса и шестерни:
Фактическое придаточное число
определяю диаметры делительных окружностей:
;
.
Проверка: .
Диаметры вершин и впадин зубьев:
;
.
Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:
.
Для косозубых колес берем
< 515 Н/м2,
т.е. условие прочности по контактным напряжениям выполнено.
Определение сил, действующих в зацеплении тихоходной ступени.
Окружная сила = ;
Радиальная сила ,
где =20˚;
Осевая сила .
Проверка зубьев тихоходной ступени по напряжению изгиба.
Для косозубых колес проверка проводится по формуле:
.
Определяю коэффициент нагрузки ,
где =1,25- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев; выбираем по таблице 3.7[2].
=1,03- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки; выбираем по таблице 3.8 [2].
Таким образом, =1,25·1,03=1,29.
Подбор коэффициента формы зуба YF проводится в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.
Для колеса: ;
3,98. ( см. [6] 2000г. стр.140 рис 820 при Zэкв=147)
Yβ = .
Следовательно условие прочности по напряжениям изгиба также выполнено.
Для шестерни:
= ;
.( см. [4] 2000г. стр.140 рис 820 при Zэкв=26)
IV. Предварительный расчет валов.
1) Быстроходного вала.
3.1.1) Определяю диаметр выходного конца вала.
Принимаю (см.[8], стр. 296)
3.1.2) По из справочника (см.[8], стр. 302, табл.11.7) принимаю размеры стандартной шпонки: , ,
Определяю размер выступающей части шпонки над валом
3.1.3) Определяю диаметр под подшипник
по справочнику (см.[м.у.ч.3.], стр. 7) принимаем
3.1.4) Принимаю диаметры под подшипники один, т.е. в целях снижения перечня деталей в редукторе. В целях снижения перечня деталей в редукторе. Предварительно принимаем для быстроходного вала шарикоподшипники однорядные №208 легкой серии, с параметрами, , , ,
3.1.5) Определяю диаметр
3.1.6) Определяю рабочую длину шпонок на диаметре .
Принимаю
где - принимают при стальной ступице,
- принимают при чугунной ступице.
3.1.7) Определяю полную длину шпонки на диаметре .
принимаю
(см.[6], стр. 302, табл. 11.7)
3.1.8) Определяю длину ступицы .
3.1.9) Проверяю длину ступицы по условию центрирования на валу.
3.1.10) Принимаю lст=42мм
Принимаю (см.[8], стр. 302, табл. 11.7)