Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!
МегаЛекции

Геометрический расчёт цилиндрической передачи




Основные геометрические параметры шестерни и колеса определяем с точностью до сотых долей миллиметра.

Делительные диаметры колес, мм:

(29)

 
 

 

 


Проведём проверку расчёта и убедимся, что

(30)

равно принятому значению. В формуле (30) – делительный диаметр шестерни, мм, а – делительный диаметр колеса, мм.

– верно.

Диаметр вершин зубьев, мм:

(31)

 

 

Диаметр впадин, мм:

(32)

 
 

 

 


Определение рабочих контактных напряжений и напряжений изгиба

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 , определяется по формуле (19);

- радиальное усилие , Н:

(34)

 

 

Где - угол зацепления по ГОСТ 13755;

- осевая сила Fа, Н:

(35)

 
 

 


Рабочие напряжения изгиба , МПа:

, (36)

где – коэффициент нагрузки.

, (37)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых колёс ; – коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев колёс ; – коэффициент динамичности, берём из [1, табл. 3,8, с. 43], ; – коэффициенты формы зуба, принимаемый [1, с. 42] в зависимости от эквивалентного числа зубьев , найдем методом интерполяции:

;

;

 

– коэффициент наклона зуба, определяется оп формуле:

 

(38)

 

 
 

 


Напряжения изгиба определяем отдельно для шестерни и колеса. Рабочее напряжение изгиба не должно превышать допускаемых больше, чем на 5%.

         
   
 
 
 
 

 


Проектный расчет валов.

Эскизная компоновка редуктора

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию – совместное действие кручения, изгиба и растяжения. Поскольку напряжения растяжения в валах невелики в сравнении с напряжениями кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет этапов производится в три этапа:

– 1-й – проектный (ориентировочный) расчет валов на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям;

– 2-й – проверочный (приближенный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

 

Ориентировочный расчет валов

 

Проектирование вала начинаем с ориентировочного определения диаметра выходного его конца из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба:

, (39)

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 до ближайшего значения.

 

1. Диаметр вала под хвостовик:

 
 

 


2. Диаметр вала под подшипник принимаем кратное 5мм:

 
 

 


3. Диаметр вала под ступичную часть:

 
 

 

 


Эскизная компоновка редуктора

Компоновка редуктора позволяет приближённо установить положение его деталей, необходимое для определения расстояний между линиями действия сил и опорных реакций.

При компоновке редуктора принимаем следующие зазоры:

- расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности шестерни , где – толщина стенки корпуса, мм; принимаем мм, мм;

- расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности подшипника качения мм.

- расстояние от боковых поверхностей полумуфт, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора мм.

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:

№ r, мм D, мм В, мм С, кН Cо, кН

308 2,5 90 23 41,0 22,4

312 3,5 130 31 81,9 48,0

 





Рекомендуемые страницы:

Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015- 2021 megalektsii.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав.