5. Расчет цилиндрической передачи (2 ступень).

5.1. Определение основных габаритов передачи.

Определяем межцентровое расстояние:

K=1.2…1.4

т.к. несимметричное расположение колес.

Примем K=1.21,

Определим ширину зубчатого венца:

Исходя из условия прочности примем

Вычислим модуль:

Принимаем значение

Исходя из проектировочных соображений и условия прочности примем модуль

Найдем число зубьев шестерни:

Округлим до целого, получим

Определим число зубьев зубчатого колеса:

Найдем фактическое передаточное отношение ступени:

Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого

что находится в допустимых пределах.

Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес

5.2. Проверка передачи по контактной прочности.

Определяем окружную скорость шестерни

.

Принимаем Кv = 1.15 .

Определяем коэффициент ширины зубчатого венца относительно делительного диаметра шестерни

.

Принимаем K_ = 1.18 .

K=K_V·K_=1.15·1.18=1.375

Контактные напряжения в зубьях находятся в допустимых пределах.

5.3. Проверка прочности при изгибе.

Напряжение изгиба шестерни

,

где Y_F1=4.08 ; .

.

Напряжение изгиба зубчатого колеса

,

гдеY_F=3,65; .

.

Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.

5.4. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи.

Определяем межосевое расстояние. Делительное межосевое расстояние вычисляется по формуле

Тогда межосевое расстояние

a_w=a+y_n=a+(x₂+x₁+y)m,

где x₁=0;x₂=0;y=0.

Исходя из условий получаем, что a=a_w.

Определяем угол зацепления

Тогда _w=20^

Делительные диаметры

Основные диаметры

Шаг делительный

Шаг основной

Диаметры начальных окружностей

6. Проверка на статическую прочность при перегрузке.

Для первой ступени

Н·мм,

где=1,25 - коэффициент перегрузки

Максимальное контактное напряжение при перегрузке

МПа;

МПа;

.

Максимальное напряжение изгиба при перегрузке

МПа;

МПа;

МПа.

Для стали 12ХН4А /2/=1200 МПа.

.

Для второй ступени

Н·мм.

Максимальное контактное напряжение при перегрузке

МПа;

МПа;

.

Максимальное напряжение изгиба при перегрузке

МПа;

МПа;

МПа.

.

7. Оценка диаметров валов

Возьмем валы кольцевого сечения.

Примем допускаемые касательные напряжения равными

для входного вала [] = 80 Мпа,=0,7;

для выходного вала [] = 80 Мпа,=0,7;

для промежуточного вала [] = 80 Мпа,=0,7;

Определим диаметр первого вала:

Принимаемd_I = 50 мм.

Определим диаметр второго вала:

Принимаемd_II = 70 мм.

Определим диаметр третьего вала:

Принимаемd_III = 95 мм.

Расчет валов для компьютерного варианта:

Определим диаметр первого вала:

Принимаемd_I = 50 мм.

Определим диаметр второго вала:

Принимаемd_II = 65 мм.

Определим диаметр третьего вала:

Принимаемd_III = 115 мм.

8. Расчет цилиндрической передачи с помощью эвм (1 ступень).

9. Расчет цилиндрической передачи с помощью ЭВМ (2 ступень).

10. Сравнение ручного расчета и расчета с помощью ЭВМ.

Исходя из двух вариантов расчета (1-ручной и 2-компьютерный), можно сделать некоторые выводы:

1. Более экономичный вариант с точки зрения расхода материала, будет вариант редуктора, полученный с помощью машинного расчета ( V2<V1).

2. С точки зрения «общей компактности редуктора» вариант, полученный с помощью ручного расчета, будет выгоднее.

Поэтому для дальнейших расчетов выберем редуктор, полученный с помощью ручного расчета.

11. Обоснование конструкции и определение размеров основных

деталей и узлов привода

11.1 Определение реакций в опорах валов

Упрощенно представим вал в виде балки нагруженной осевыми и окружными силами, действующими в зацеплениях. Реакции опор определяем из уравнений статического равновесия.

11.2Входной вал

^{Находим реакции опор.}

^{Схема нагружения в вертикальной плоскости:}

^:

^;

^;

^:

^;

^.

^{Схема нагружения в горизонтальной плоскости:}

^:

^;

^.

^:

^;

^.

^{Суммарные реакции опор:}

11.3 Промежуточный вал

^{Находим реакции опор.}

^{Схема нагружения в вертикальной плоскости:}

^:

^:

^;

^{Схема нагружения в горизонтальной плоскости:}

^:

^;

:

;

^.

^{Определяем суммарные реакции опор.}

11.4 Выходной вал

Находим реакции опор.

^{Схема нагружения в вертикальной плоскости:}

^:

^:

^;

^{Схема нагружения в горизонтальной плоскости:}

^:

^;

:

;

^.

^{Определяем суммарные реакции опор.}

11.5 Расчет долговечности подшипников качения

11.5.1 Расчет долговечности подшипников входного вала

Выбраны подшипники — 126210 и 2210

Опора А: 126210 шарикоподшипник радиально-упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=40600 Н

Динамическая приведенная нагрузка равна:

,

,

Долговечность подшипника равна:

ч >t_h=1500 ч

Опора В: 2214 роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=64400 Н

Динамическая приведенная нагрузка равна:

Н

Долговечность подшипника равна:

ч >t_h=1500 ч

11.5.2 Расчет долговечности подшипников промежуточного вала

Выбраны подшипники — 314 и 2214

Опора А: 314 шарикоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=122000 Н

Динамическая приведенная нагрузка равна:

,

,Н

Долговечность подшипника равна:

ч >t_h=1500 ч

Опора В: 2214 роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=119000 Н

Динамическая приведенная нагрузка равна:

Долговечность подшипника равна:

ч >t_h=1500 ч

11.5.3 Расчет долговечности подшипников выходного вала

Выбраны подшипники — 7319А.

Опора А: 7319А конический роликоподшипник радиально – упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=168000 Н

Динамическая приведенная нагрузка равна:

,

,

Н

Долговечность подшипника равна:

ч >t_h=1500 ч

Опора В: 7319А конический роликоподшипник радиально – упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=168000 Н

Динамическая приведенная нагрузка равна:

,

,

Н

Долговечность подшипника равна:

ч >t_h=1500 ч

11.6 Расчет шлицевых соединений

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие , а основание их - на изгиб и срез . Решающее значение имеет расчёт на смятие. При расчете на смятие должно выполняться условие:

.

Здесь ;- коэффициент неравномерности нагрузки,.

По ГОСТ 21425 .

Произведем расчет на прочность шлиц входного вала (Dxzxm=40x20x2,

l= 40 мм):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц промежуточного вала (Dxzxm=78x28x3,l= 50 мм)

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц выходного вала (Dxzxm=82x25x3,l= 70 мм):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Работоспособность шлицевых соединений обеспечена.