7) Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2
; принимаем Z1=29 т.к. Z1> Zmin=17Z2= Z∑-Z1=212-29=183
8) Фактическое значение передаточного числа:
1Ошибка передаточного числа
= < 4%9) Диаметры делительных окружностей
9) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев шестерни:
da1 =d1 +2∙m=43,5 +2∙1,5=46,5мм
df1 =d1 -2,5∙m=43,5-2,5∙1.5=39,75мм
Колесо:
da2 =d2 +2∙m=276,5 +2∙1,5=279,5мм
df2 =d2 -2,5∙m=276,5-2,5∙1.5=272,75мм
10) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.
Наружный диаметр заготовки шестерни
da1+6 = 46,5+6=52,5 < D=125 мм.
Толщина сечения обода колеса
S=8∙m=8∙1,5=12мм < S=80мм
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
11) Силы, действующие на валы зубчатых колес:
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
ГЛАВА 4: РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные:
Т3=446 Н∙м – крутящий момент на валу ведущей звездочки;
n3=154 мин-1 – частота вращения ведущей звездочки;
U=2,55 – передаточное число цепной передачи;
1. Выбор цепи
Т.к. пиковые нагрузки действуют редко и непродолжительно, то расчет проведем по номинальному моменту.
Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.
Предварительный шаг цепи:
По стандарту выбираем для проверки две цепи:
ПР-31,75-8850* ; значение А=262мм2
ПР-38,10-12700 ; значение А=394,3мм2
2. Назначение основных параметров:
а) число зубьев звездочки
Найдем рекомендуемое число зубьев Z1 в зависимости от передаточного числа:
Принимаем Z1 =25
б) межосевое расстояние
ПР-31,75 ПР-38,10
а=40Р=40∙31,75=1270мм а=40Р=40∙38,10=1524мм
в) наклон
ψ=18˚ ψ=18˚
г) Примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.
3) Определение давления в шарнире:
Найдем значение коэффициента, учитывающий условия эксплуатации цепи КЭ
КЭ = Кд∙ КА ∙ КН∙ Крег ∙Ксм ∙ Креж =1 ∙1 ∙1 ∙1,25 ∙1,5 ∙1=1,875
Где Кд =1- коэффициент динамической нагрузки;
КА=1- коэффициент межосевого расстояния;
КН=1 – коэффициент наклона линии центров;
Крег=1,25 – коэффициент регулировки натяжения цепи, нерегулируемое натяжение;
Ксм=1,5 – коэффициент смазывания, нерегулярная смазка;
Креж =1 – коэффициент режима, работа в одну смену;
4) Окружная сила, передаваемая цепью:
5) Давление в шарнире (mp=1)
[σ]=30,5 MПа – допускаемое давление в шарнире
Значение давления в шарнире должно находиться в пределах:
0,6 [σ] ≤ σ ≤ 1,05[σ]
0,6[σ]=18,3МПа
1,05[σ]=32,025МПа
Т.к. под это условие подходит только цепь типа ПР-31,75:
0,6 [σ] ≤ 25,3 МПа ≤ 1,05[σ]
Дальнейшие расчеты проводим для цепи ПР-31,75
6) Число зубьев ведомой звездочки
Z2 =Uц.п. ∙Z1 =2,55∙25=63,75
Т.к. предпочтительно нечетное число звеньев, то принимаем
Z2 =63, тогда
;7) Частота вращения ведомой звездочки:
8) Делительный диаметр ведущей звездочки:
9) Делительный диаметр ведомой звездочки:
10) Потребное число звеньев цепи:
Принимаем W’=125
11) Уточненное межосевое расстояние:
Т.к. цепь не регулируется, и выдержать такую точность межосевого расстояния в устройствах такого типа, как проектируемое невозможно, то принимаем
=1270мм12) Нагрузка на валы звездочек
13) Характерные размеры цепи и звездочек:
Размеры цепи:
С=19,4мм
D=19 мм
d= 9,52 мм
b=28 мм
S=4 мм
Размеры звездочек:
b1 = 0,93C – 0,15 = 17.89 мм
ГЛАВА 5: РАСЧЕТ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ ПРИВОДА
Допускаемое напряжение на кручение принимаем [τ]=20МПа
При максимальном моменте Тмах =2,2Тном значение диаметров валов будет следующие:
Диаметр быстроходного вала необходимо сравнить с диаметром электродвигателя, при этом должно быть
.При проверке получаем, что d=34<0,75∙dэ =0,75∙48=36 , отсюда следует выбор диаметра вала по стандарту равным 40мм.Для остальных валов принимаем dIIпр =60мм ; dIIIпр =80мм.ГЛАВА 6: ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА
Расчет реакций в подшипниковых опорах проведем для режима номинального момента
1) Реакции в опорах А и В
В плоскости ZY
В плоскости XY
Опора В – более нагруженная
- реакция в опоре В2) Выбираем подшипник в опоре В по реакции Rbи FA
Исходные данные, dIIпр =60мм - внутренний диаметр подшипника
Fr=Rb=7185H; nIII=154 мин-1
-потребный ресурсКБ=1,2 - коэффициент безопасности
Кт=1 – температурный коэффициент
V=1 – коэффициент вращения
Выбираем предварительно радиальный однорядный шариковый подшипник средней серии №312 , у которого d=60мм – внутренний диаметр D=110мм – наружный диаметр
Сr=62880H – динамическая грузоподъемность
Сr=48460H – статическая грузоподъемность
Предельная частота вращения 4000 мин-1
Для соотношения
находим: e=0,19 следовательно, Х=1 , У=0 .Осевая нагрузка не уменьшает ресурс подшипника.
Эквивалентная нагрузка:
Ресурс принятого подшипника
млн. оборотовПодшипник подходит.
Для вала – шестерни выбираем подшипник радиальный однорядный шариковый средней серии №308
Для приводного вала радиальный двухрядный шариковый подшипник сферический средней серии №1214
ГЛАВА 7: РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА ПРОЧНОСТЬ
1) Построение эпюр моментов :
а) Изгибающий момент в точке 1 в плоскости ZY
В точке В в плоскости ZY
б) Изгибающий момент в плоскости XY
Точка 1:
Точка В:
в) Крутящий момент :
МК =TIII =446 Н∙м
2) Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях
Исходные данные: материал вала – сталь 45
- предел текучести - предел прочности - допускаемое напряжение