- •Содержание.
- •Техническое задание
- •Описание спроектированного механизма.
- •Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
- •Выбор материалов и допускаемых напряжений, расчет цилиндрических прямозубых передач.
- •Расчет допускаемых контактных напряжений
- •4.2 Проектный расчет цилиндрических прямозубых передач.
- •4.3 Проверочный расчет цилиндрических прямозубых передач.
- •Проверяем передачу на изгибную выносливость зубьев
- •4.3 Определение усилий в зацеплении
- •5. Расчет ремённой передачи.
- •Расчет валов. Выбор валов и подшипников.
- •6.1 Проверка тихоходного вала
- •6.2 Выбор подшипников.
- •6.3 Подбор шпоночных соединений
- •Выбор смазки
- •Список использованной литературы
Расчет допускаемых контактных напряжений
По ГОСТ 21354-87.
Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:
где – предел выносливости по контактным напряжениям;
– коэффициент запаса (безопасности);
– коэффициент долговечности,
Должно выполняться условие
- Допускаемое контактное напряжение для колеса.
- Допускаемое контактное напряжение для шестерни.
условие выполнено.
4.2 Проектный расчет цилиндрических прямозубых передач.
Крутящий момент на колесе
Частота вращения колеса ;
Передаточное число ;
Расчетные допускаемые контактные напряжения ;
Обороты ведущего вала
Межосевое расстояние: aω=109 мм.
Модуль m=2.
Количество зубьев: zколеса=85; zшестерни=24.
Делительный диаметр: dколеса=170мм; dшестерни=48мм.
Диаметр вершин зубьев: da колеса=174мм; da шестерни=52 мм
Коэффициент ширины колеса
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Межосевое расстояние ( )
Межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного по ГОСТ 2185-66 принимаем =110мм;
Назначаем нормальный модуль по соотношению , имеем . По ГОСТ 9563-80 принимаем .
Определяем число зубьев шестерни.
Число зубьев колеса:
Уточняем передаточное число
Определяем диаметры делительных окружностей колёс.
Проверка межосевого расстояния:
Определяем ширину зубчатых колёс.
Ширину зубчатого венца шестерни назначаем на 4 мм больше, т.е.
4.3 Проверочный расчет цилиндрических прямозубых передач.
Проверочный расчет проводим в соответствии с ГОСТ 21354-87
Расчетная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость зубьев имеет вид
-коэффициент, учитывающих форму сопряженных поверхностей зубьев. В случае прямозубой передачи равен единице.
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа1/2.
- приведённый модуль упругости; -коэффициент Пуассона,
Для пары стальных колес имеем ; ,тогда
Окружная сила
Коэффициент нагрузки
Таким образом имеем:
Условие выполнено
Проверяем передачу на изгибную выносливость зубьев
Условие прочности по напряжениям изгиба для зубьев колеса и шестерни
=500 МПа
Пользуясь рекомендациями, считаем коэффициент концентрации нагрузки и коэффициент динамичности нагрузки
В нашем случае
на изгибную выносливость проверяем зубья шестерни.
Условие выполнено.
4.3 Определение усилий в зацеплении
В зацеплении косозубой передачи действует три силы.
Окружная сила:
.
Осевая сила отсутствует, т.к передача прямозубая.
Радиальная сила
5. Расчет ремённой передачи.
Диаметр меньшего шкива: dм.ш=90мм
Диаметр большего шкива: dб.ш=333мм
Межосевое расстояние: a=300мм
Длинна ремня: L=1046мм
Угол обхвата: 134°
Количество ремней: z=4
сила на валу от натяжения ремня ;
Диаметр меньшего шкива определяется по формуле:
Округляем до стандартного значения d1=90мм.
Диаметр большего шкива:
Межосевое расстояние назначают в интервале:
Мы возьмём расстояние a=150мм.
Длину ремня определяют по формуле:
Проверяем межосевое расстояние:
Угол обхвата меньшего шкива:
Необходимое для передачи число ремней:
Округляем z=4
Предварительное натяжение ветвей клинового ремня:
Сила, действующая на валы: