- •Новосибирск 2011
- •1. Определение наибольшего натяжения гибкого тягового органа и выбор его типа.
- •2.Определение размеров барабана и частоты его вращения
- •3.Определение мощности двигателя и вращающих моментов на валах
- •4.Расчет приводного механизма(редуктора).
- •4.1. Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений
- •4.2.Расчет зубчатой передачи
- •4.3 Геометрический расчёт цилиндрической передачи.
- •4.4 Ориентировочный расчёт валов
- •Эскизная компоновка редуктора.
- •4.5. Проверочный расчет валов
- •Расчётная схема валов
- •5. Подбор подшипников качения
- •6. Подбор муфт
- •7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
- •8. Подбор тормоза
- •Список используемой литературы
4.3 Геометрический расчёт цилиндрической передачи.
Делительные диаметры, мм:
. (29)
мм; мм.
Проведём проверку расчёта и убедимся, что
(30)
равно принятому значению. В формуле (27) – делительный диаметр шестерни, мм, а – делительный диаметр колеса, мм.
мм – верно.
Диаметр вершин зубьев, мм:
. (31)
мм; мм.
Диаметр впадин, мм:
(32)
мм; мм.
Определение рабочих контактных напряжений и напряжений изгиба, их сравнение с допускаемыми напряжениями.
Рабочее контактное напряжение , МПа:
. (33)
Допускается не более 10-15 % (недогрузка передачи) и
не более 3-5 % (перегрузка).
МПа МПа.
Силы, действующие в зацеплении:
окружная сила ;
радиальное усилие , Н:
. (34)
Н.
Рабочие напряжения изгиба , МПа:
, (35)
где – коэффициент нагрузки.
, (36)
где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых колёс ; – коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колёс ; – коэффициент динамичности, ; – коэффициенты формы зуба, принимаемый в зависимости от числа зубьев : , ; – коэффициент наклона зуба; для прямозубых передач .
Напряжения изгиба определяем отдельно для шестерни и колеса. Рабочее напряжение изгиба не должно превышать допускаемых больше, чем на 5%.
;
;
.
4.4 Ориентировочный расчёт валов
Проектирование вала начинаем с ориентировочного определения диаметра его выходного конца из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба:
, (37)
где – диаметр вала, мм; - вращающий момент, Н-м; – пониженное допускаемое напряжение, МПа. Для валов из стали 40 принимаем: – для быстроходного и тихоходного валов. Полученное значение округлим [2, с.161] до ближайшего значения.
=25мм.
Диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора, соединяемого с валом электродвигателя, независимо от результатов расчёта на прочность следует принимать не менее 0.8 диаметра вала электродвигателя для возможности соединения валов стандартной муфтой:
; мм, =28мм
, =3,5мм; мм.
мм, =32мм
, =3,5мм; мм.
Эскизная компоновка редуктора.
Компоновка редуктора (рис.4.1) позволяет приближенно установить расположение деталей, необходимое для определения расстояний между линиями действия сил и опорных реакций.
Предварительно назначим подшипники лёгкой серии, габариты которых выберем по диаметру вала в месте посадки и вычертим контуры подшипников по размерам, в соответствии со схемой их установки.
Габариты подшипников:
№ d, мм D, мм В, мм С, кН
206 30 62 16 19,5
№ d, мм D, мм В, мм С, кН
207 35 72 17 25,5
4.5. Проверочный расчет валов
Эта схема выполняется в следующей последовательности:
Проводим координатные оси XYZ (под углом 120о).
Изображаем в этой системе в произвольных размерах (соблюдая пропорции) зубчатые колёса, валы, подшипниковые опоры.
Определяем направление вращения быстроходного и тихоходного валов редуктора.
Изображаем векторы сил в зацеплении и реакции подшипниковых опор.
Определяем направление сил в зацеплении зубчатой пары в соответствии с выбранным направлением вращения валов.
Определяем направление радиальных реакций в подшипниках.
Схема изображена на рис. 4.2