Меню Главная Юридпсихология Этика эстетика Электротехника Эктеория Физика Управление персоналом Уголовный процесс Уголовное право Схемотехника Стратегический менеджмент САПР Ресторанно-гостиничный бизнес бытовое обслуживан Реклама и PR Режущий инструмент Неопределено Метрология Матметоды в эк-ке Исторические личности Искусство и культура Информатика Иностранные языки Гражданское процессуальное право Гражданское право Государственное регулирование и налогообложение Сонник Карта сайта Поиск По всему сайту Статьи Комментарии Файлы Форум Гостевая Ссылки Новости	Проектирование привода электролебёдки (редуктор) Материал Сталь 45 Сталь 45 Твердость НВ 207 195 Допускаемое контактное напряжение [σн], Н/мм2 439,6 418 Допускаемое напряжение на изгиб [σF], Н/мм2 213,21 200,85 Ширина венца b, мм 34 30 Делительный диаметр d, мм 59,7 240,3 Диаметр впадин df, мм 55,95 236,55 Диаметр вершин dа, мм 62,7 243,3 Число зубьев z 39 157 Контактное напряжение σн, Н/мм2 412,7 Напряжение на изгиб σF, Н/мм2 121,7 119,4 Межосевое расстояние аw, мм 150 Угол наклона зубьев b, ° 11,48 Фактическое передаточное число редуктора uф 4,03 Модуль передачи m 1,5 3.2.        Расчет второй ступени цилиндрического редуктора 3.2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений По таблице 3.2 [4,с.50] выбираем марку стали: 45 термообработка –нормализация.  Принимаем твёрдость шестерни НВ1=207, твёрдость колеса НВ2=195. Допускаемое контактное напряжение:  [σн.]1=1,8· 207+67= 439,6 Н/мм2 [σн.]2=1,8· 195+67= 418 Н/мм2 За расчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух допускаемых контактных напряжений [σн]=418 Н/мм2. Допускаемое напряжение изгиба определяется:  [σ F]1=1,03·207 = 213,21 Н/мм2 [σ F]2=1,03·195 = 200,85 Н/мм2 3.2.2. Определение значения межосевого расстояния   мм Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69  aω=240 мм. 3.2.3. Определение рабочей ширины венца колеса и шестерни   3.2.4. Определение модуля передачи  мм Полученное значение модуля округляет до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 m = 2,5 мм. 3.2.5. Определение суммарного числа зубьев и угла  наклона зуба 3.2.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса   z2=189 – 34= 155 3.2.7. Определение фактического значения передаточного числа. Проверка передачи по передаточному числу Du=(|4,56-4,5|)/4,5·100%=1,33% <4% 3.2.8. Определение фактического межосевого расстояния. мм 3.2.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни Делительные диаметры d1=2,5×34/cos10,14°=86,4 мм d2=2,5×155/cos10,14°=393,6 мм. Диаметры вершин зубьев da1=86,4+2×2,5= 91,4 мм da2=393,6+2×2,5= 398,6 мм Диаметры впадин зубьев df1=86,4 – 2,5×2,5= 80,15мм df2=393,6 – 2,5×2,5= 387,35 мм 3.2.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость Кнα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4,с.63] находим Кнα = 1,11; Kнυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4,с.62] Kнυ = 1,01; Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость. 3.2.11. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость при изгибе. KFn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, KFn=1,04. Значение YF1,2 определяем по таблице 4.4 [4,с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, zv1,2= z1,2/cos3β. zv2=155/cos310,14°= 162,5 YF2=3,62 zv1=34/cos310,14°= 35,6 YF1=3,75 Yb=1-10,14°/140=0,928 sF2=2×748540×3,62×1×0,928×1,04/(393,6×48×2,5) = 110,7 МПа sF2= 110,7£200,85 Н/мм2 sF1=110,7(3,75/3,62) = 114,7 £[sF]2 sF1= 114,7 £ 213,21Н/мм2 Колесо и шестерня проходят проверку на изгиб. Таблица 4. Параметры первой ступени косозубой передачи
	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 45	Сталь 45
Твердость НВ	207	195
Допускаемое контактное напряжение [σн], Н/мм2	439,6	418
Допускаемое напряжение на изгиб [σF], Н/мм2	213,21	200,85
Ширина венца b, мм	52	48
Делительный диаметр d, мм	86,4	393,6
Диаметр впадин df, мм	80,15	387,35
Диаметр вершин dа, мм	91,4	398,6
Число зубьев z	34	155
Контактное напряжение σн, Н/мм2		405,6
Напряжение на изгиб σF, Н/мм2	114,7	110,7
Межосевое расстояние аw, мм	240
Угол наклона зубьев b, °	10,14
Фактическое передаточное число редуктора uф	4,56
Модуль передачи m	2,5

3.3.        Расчет нагрузок привода

Силы в зацеплении первой ступени

Определим окружную силу.

,                                                                                (34)

Н

Определим радиальную силу.

,                                                                               (35)

где a - угол зацепления, для косозубых передач он принят a = 20°.

Н

Определим осевую силу.

,                                                                                  (36)

Н

Силы для шестерни равны по значению силам для колеса, но противоположны по знаку. 

Определение консольных сил

Определим силу действующую на быстроходный вал от муфты.

                                                                                      (37)

Н

Силы в зацеплении второй ступени

Определим окружную силу.

,                                                                                (38)

Н

Определим радиальную силу.

,                                                                               (39)

где a - угол зацепления, для косозубых передач он принят a = 20°.

Н

Определим осевую силу.

,                                                                                  (40)

Н

Силы для шестерни равны по значению силам для колеса, но противоположны по знаку. 

Определение консольных сил

Определим силу действующую на тихоходный вал от муфты.

                                                                                        (41)

Н

Таблица 5.

Нагрузка привода

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

1 ступень

2 ступень

Окружная сила Ft, Н

1456,1

1456,1

3803,6

3803,6

Радиальная сила Fr, Н

540,8

540,8

1406,4

1406,4

Осевая сила Fa, Н

295,7

295,7

680,3

680,3

Консольная сила Fм, Н

339,1

-

-

1368

Схема нагружения валов цилиндрического двухступенчатого редуктора приведена на рисунке 2.

Рисунок 2. Схема нагружения валов

3.4.        Расчёт валов

3.4.1. Проектный расчёт валов

Быстроходный вал.

Из рекомендации применяем термически обработанную среднеуглеродистую сталь 45.

НВ=200

,                                                                                  (42)

где d1 – диаметр входного вала под шкив, мм;

[τ] – напряжение кручения, [τ]к=10Н/мм2.

l1=(1,2…1,5)d1,                                                                                 (43)

где l1 – длина ступени вала под шкив, мм.

 мм

l1=1,2·28,4 = 34,08 мм

По таблице 7.1. [4, с.109] определяем значение высоты буртика t = 2,2 мм.

d2=d1+2t,                                                                                          (44)

где d2 – диаметр вала под подшипник и под уплотнение крышки с отверстием, мм.

l2=1,5d2 ,                                                                                           (45)

 где l2 – длина ступени вала под подшипник и под уплотнение крышки с отверстием.

d2 = 28,4+2·2,2 = 32,8 мм

l2 = 1,5·32,8= 49,2 мм

d3=d2+3,2r,                                                                                                (46)

где r – радиус галтели, определяем по таблице 7.1.[4, с.109], r = 2,5 мм;

d3 – диаметр вала под шестерню, мм.

d3 = 32,8+3,2·2,5 = 40,8 мм

Длину ступени вала под шестерню (l3) определяем из компоновки редуктора.

d4=d2,

l4=B

 где d4 – диаметр вала под подшипник, мм;

l4 – длина ступени вала под подшипник, мм;

В – ширина внутреннего кольца подшипника, мм.

Полученные значения d2 и d4  округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника d=35мм.

Значения d1, l1, l2,d3 округляем до ближайшего стандартного значения Ra40.

d1=28мм

l1=34мм

l2=50мм

d3=40мм

Промежуточный вал.

Из рекомендации применяем термически обработанную среднеуглеродистую сталь 45.

НВ=200

[τ] – напряжение кручения, [τ]к=15Н/мм2.

 мм

По таблице 7.1. [4, с.109] определяем значение высоты буртика t = 2,5 мм.

d2 = 38,8+2·2,5 = 43,8 мм

По таблице 7.1.[4, с.109] определяем r = 3 мм.

d3 = 43,8+3,2·3 = 53,4 мм

Длину ступени вала под шестерню и под колесо (l3) определяем из компоновки редуктора.

d4=d2,

l2=l4=B

 где d4 – диаметр вала под подшипник, мм;

l4 – длина ступени вала под подшипник, мм;

В – ширина внутреннего кольца подшипника, мм.

Полученные значения d2 и d4  округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника d=45мм.

Значения d1, d3 округляем до ближайшего стандартного значения Ra40.

d1=38мм

d3=53мм

Тихоходный вал.

Из рекомендации применяем термически обработанную среднеуглеродистую сталь 45.

НВ=200

,                                                                                    (47)

где d1 – диаметр входного вала под полумуфту, мм;

      [τ] – напряжение кручения, [τ]к = 20 Н/мм2.

l1=(1,0…1,5)d1,                                                                                 (48)

где l1 – длина ступени вала под полумуфту, мм.

 мм

l1 = 1,2·57,2 = 68,64 мм

По таблице определяем значение высоты буртика t = 3мм

d2=d1+2t,                                                                                          (49)

где d2 – диаметр вала под подшипник и под уплотнение крышки с отверстием, мм.

l2=1,25d2,                                                                                          (50)

где l2 – длина ступени вала под подшипник и под уплотнение крышки с отверстием.

d2=57,2+2·3=63,2 мм

l2=1,25·63,2=79мм

d3=d2+3,2r,                                                                                                 (51)

где r – радиус галтели, определяем по таблице, r=3,5мм;

d3 – диаметр вала под колесо, мм.

d3=63,2+3,2·3,5=74,4 мм

Длину ступени вала под колесо (l3) определяем из компоновки редуктора.

d4=d2,

l4=B,

где d4 – диаметр вала под подшипник, мм;

l4 – длина ступени вала под подшипник, мм;

Страницы: 1, 2, 3

     Наверх    

© 2009 Все права защищены.