Проектировочные (ориентировочные) расчеты валов редуктора

РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Расчёт плоскоременной передачи

Диаметр меньшего шкифа:

=224,4 примем

Диаметр ведомого шкифа:

=642,4 примем

Передаточное отношение:

=2.82 мм. = *100%=1.97%

Межосевое расстояние передачи:

a=2()

a=2(630+224)= 1708 мм.

Длина ремня:

L=2a+ = 4780.9 мм.

Угол обхвата на меньшем шкиве:

; =140 .

;

Скорость ремня:

V= = = 17.1м/с.

Окружная сила:

=8606,7/17.1=502,9 Н.

По ГОСТ 23831-79 выбираем ремень ТКА-50 с числом z=4, =10 Н/м

 

Условие соблюдения эластичности ремня:

Ширина ремня:

= = 17.8 мм по ГОСТ 23831-79 принимаем b=20 мм

Предварительное натяжение ремня:

=201.6 Н

Число пробегов ремня:

= = =3.58

Нагрузка на валы:

 

 

2.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи

Допускаемые напряжения определяют для материалов шестерни .

Принимаем, что

Термообработка шестерни – улучшение до средней твердости HRC

Термообработка колеса – улучшение до средней твердости HB

Допускаемое напряжение для каждого колеса принимают:

, МПа

Из таблице 2.1 с 10 выбираем сталь 45 термообработка HB1=285 HB2=248

1)Допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную выносливость для длительной работы.

МПа

Мпа

2)Допускаемые напряжения изгиба

= ,

3)Коэффициент концентрации нагрузки для симметричного расположения колёс относительно опор.

= =129.35 мм,

/u+1=0,48

4)Число зубьев

= =17, примем

= 27*3,15=85,1, примем

5)Модуль зубьев

m= , для косозубых,

по СТ СЭВ 310-75 принимаем m=2,5 мм.

6)Уточненные межосевое расстояние

= =149,12 мм.

7)Уточненный коэффициент ширины зубчатого венца

= )=0,31 мм.

8)Рабочая ширина венца

9) Делительные диаметры

=71,83 мм шестеренка

=226,40 зубчатое колесо

10 Скорость вращения колеса

V = =1,9 м/с

11)Расчётные контактные напряжения в зоне контакта зубьев

=477 Мпа

=1,71

=0,79

)cos(β)=1,62

Проверка

=467<1,05[ ]=540,27 Мпа выполняется

Условие изгибной выносливости

=114,26<1,05[ ]=336,62 Мпа выполняется

Окружная сила: = =4056,4 H

Радиальная сила =3361*tan20/cos20=1571,3 H

Осевая сила

 

 

ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ (ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ) РАСЧЕТЫ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

 

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

для быстроходного вала:

а) диаметр выходного участка вала:

 

б) диаметр вала под уплотнением:

 

г) диаметр вала под подшипник:

д) диаметр вала под шестерней:

для тихоходного вала:

а) диаметр выходного участка вала:

=47.019 мм примем

 

б) диаметр вала под уплотнением:

 

г) диаметр вала под подшипник:

 

 

д) диаметр вала под колесом:

;

диаметр ступицы колеса

=1,5 , примем =78мм.

з) длина ступицы колеса

 

 

Уточненные расчеты валов на сопротивление усталости

РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Расчёт плоскоременной передачи

Диаметр меньшего шкифа:

=224,4 примем

Диаметр ведомого шкифа:

=642,4 примем

Передаточное отношение:

=2.82 мм. = *100%=1.97%

Межосевое расстояние передачи:

a=2()

a=2(630+224)= 1708 мм.

Длина ремня:

L=2a+ = 4780.9 мм.

Угол обхвата на меньшем шкиве:

; =140 .

;

Скорость ремня:

V= = = 17.1м/с.

Окружная сила:

=8606,7/17.1=502,9 Н.

По ГОСТ 23831-79 выбираем ремень ТКА-50 с числом z=4, =10 Н/м

 

Условие соблюдения эластичности ремня:

Ширина ремня:

= = 17.8 мм по ГОСТ 23831-79 принимаем b=20 мм

Предварительное натяжение ремня:

=201.6 Н

Число пробегов ремня:

= = =3.58

Нагрузка на валы:

 

 

2.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи

Допускаемые напряжения определяют для материалов шестерни .

Принимаем, что

Термообработка шестерни – улучшение до средней твердости HRC

Термообработка колеса – улучшение до средней твердости HB

Допускаемое напряжение для каждого колеса принимают:

, МПа

Из таблице 2.1 с 10 выбираем сталь 45 термообработка HB1=285 HB2=248

1)Допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную выносливость для длительной работы.

МПа

Мпа

2)Допускаемые напряжения изгиба

= ,

3)Коэффициент концентрации нагрузки для симметричного расположения колёс относительно опор.

= =129.35 мм,

/u+1=0,48

4)Число зубьев

= =17, примем

= 27*3,15=85,1, примем

5)Модуль зубьев

m= , для косозубых,

по СТ СЭВ 310-75 принимаем m=2,5 мм.

6)Уточненные межосевое расстояние

= =149,12 мм.

7)Уточненный коэффициент ширины зубчатого венца

= )=0,31 мм.

8)Рабочая ширина венца

9) Делительные диаметры

=71,83 мм шестеренка

=226,40 зубчатое колесо

10 Скорость вращения колеса

V = =1,9 м/с

11)Расчётные контактные напряжения в зоне контакта зубьев

=477 Мпа

=1,71

=0,79

)cos(β)=1,62

Проверка

=467<1,05[ ]=540,27 Мпа выполняется

Условие изгибной выносливости

=114,26<1,05[ ]=336,62 Мпа выполняется

Окружная сила: = =4056,4 H

Радиальная сила =3361*tan20/cos20=1571,3 H

Осевая сила

 

 

ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ (ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ) РАСЧЕТЫ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

 

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

для быстроходного вала:

а) диаметр выходного участка вала:

 

б) диаметр вала под уплотнением:

 

г) диаметр вала под подшипник:

д) диаметр вала под шестерней:

для тихоходного вала:

а) диаметр выходного участка вала:

=47.019 мм примем

 

б) диаметр вала под уплотнением:

 

г) диаметр вала под подшипник:

 

 

д) диаметр вала под колесом:

;

диаметр ступицы колеса

=1,5 , примем =78мм.

з) длина ступицы колеса