Расчет зубчатой передачи
2.3.1 Определение твердости материала шестерни и колеса
Определяем главный параметр - межосевое расстояние , мм:
≥ (u+1) (2.16)[1] с61
где - вспомогательный коэффициент для косозубых передач
- коэффициент ширины венца колеса
u - передаточное число редуктора
- вращающий момент на тихоходном валу, Н·м
- допускаемое контактное напряжение колеса, Н·
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
27 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
=0,3
=1
=1,23
= 0,45() =708,3
= =787
= = 787
= = 1
= = 1
N = 573
= 365
где - - число циклов перемены напряжения, соответствующее пределу выносливости
N - число циклов перемены напряжения за весь срок службы
- угловая скорость соответствующего вала, 1/с
- срок службы привода, ч
- срок службы привода, ч
- продолжительность смены, ч
- число смен
= 365·7·11·2 = 56 210 ч
= 573·16,2·56 210 = 521 779 950
= 573·73,2·56210 = 2 357 649 800
Т.к > и > , примем в обоих случаях = 1 [1] с55
|
|
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
28 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
= 1,8·400+67 = 787
= 1,8·400+67 = 787
= 0,45(787+787) = 708,3
Принимаем: - 400 таб. 3.3 [1] с55
= 43(4,5+1) 1 = 85,1мм
2.3.2 Определяем модуль зацепления m, мм:
m (2.23)[1] с62
где - вспомогательный коэффициент
- делительный диаметр колеса, мм
- ширина венца колеса, мм
- допускаемое напряжение изгиба, Н·
Принимаем: - 5,8
= (2.24)[1] с62
= = 139,2 мм
= (2.25)[1] с62
= 1,03 (2.26)[1] с62
= 1,03·400 = 412 Н·
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
29 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
Принимаем: округляем m = 1,3≈1,5 по первому ряду [1] с62
2.3.3 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передачах
= arcsin (2.27)[1] с62
= arcsin = 0,2
= arcsin0,2 = 11,5°
2.3.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес
= + = (2.28)[1] с62
где - угол наклона зубьев для косозубых передач, °
m - модуль зацепления, мм
= = 102,1
Принимаем: - 102
2.3.5 Определяем число зубьев шестерни :
= (2.29)[1] с63
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
30 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
= = 18,5
Принимаем: - 19
2.3.6 Определяем число зубьев колеса :
= - (2.30)[1] с63
= 102-19 = 83
2.3.7 Определяем фактическое передаточное :
= (2.31)[1] с63
= = 4,3
2.3.8 Проверяем его отклонение от заданного u
= 100 (2.32)[1] с63
= 100 = 4
2.3.9 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач
= arccos (2.33)[1] с63
= arccos = 0,8
|
|
= arccos 0,8 = 36,8°
2.3.10 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
31 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
= = 95,6 мм
Принимаем: = 96 мм
2.3.11 Определяем делительный диаметр косозубой шестерни , мм
= m· (2.35)[1] с63
= 1,5·19·0,8 = 22,8 мм
Принимаем: = 23 мм
2.3.12 Определяем вершин зубьев косозубой шестерни , мм
= + 2m (2.36)[1] с63
= 23+2·1,5 = 25,8 мм
Принимаем: = 26
2.3.13 Определяем диаметр впадин зубьев косозубой шестерни , мм
= -2,4m (2.37)[1] с63
= 23-2,4·1,5 = 19,2 мм
Принимаем: = 19 мм
2.3.14 Определяем ширину венца косозубой шестерни , мм
= +3 (2.38)[1] с63
= 25,5+3 = 28,5 мм
Принимаем: = 29 мм
2.3.15 Определяем делительный диаметр косозубого колеса , мм
= m· (2.39)[1] с63
= 1,5 ·83·0,8 = 99,6 мм
Принимаем: = 100 мм
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
32 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
= + 2m (2.40)[1] с63
= 99,6+2·1,5 = 102,6 мм
Принимаем: = 107 мм
2.3.17 Определяем диаметр впадин зубьев косозубого колеса , мм
= - 2,4m (2.41)[1] с63
= 102,6 -2,4·1,5 = 99 мм
2.3.18 Определяем ширину венца косозубого колеса , мм
= (2.42)[1] с63
= 0,3·85,1 = 25,5 мм
Принимаем: = 26 мм
Расчет вала
Расчет тихоходного вала
2.4.1 Выбираем допускаемые напряжения на кручение:
Для быстроходного вала допускаемое напряжение [τ] = 15 Н/ ;
для тихоходного [τ] = 20 Н/ .
2.4.2 Определяем геометрические параметры ступеней тихоходного вала , мм
= (2.43)[1] с112
где = Т - крутящий момент на валу, Н·м
= = 34,6 мм
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
33 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
Определяем длину первой ступени , мм
= (1,0...1,5) (2.44)[1] с112
= 1,5·35 = 52,5 мм
Принимаем: = 53 мм
2.4.3 Определяем длину второй ступени , мм
= +2t (2.45)[1] с112
где t - высота буртика [1]с.112, табл. 7.1
= 35+2·2,5 = 40 мм
= 1,5
= 1,5·40 = 60 мм
2.4.4 Определяем длину третьей ступени , мм
= +3,2r (2.46)[1] с112
где r - координаты фаски подшипника, мм [1]с112, табл. 7.1
= 40+3,2 ·2,5 = 48 мм
- определяется графически на эскизной компоновке
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
34 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
2.5.1 Определяем размер быстроходного вала на соответствующих ступенях
а) вторая ступень - под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
= +2t (2.47)[1] с112
= (2.48)[1] с112
= = 50,6 мм
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
35 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
= 51+2·2,5 = 56 мм
б) четвертая ступень - под подшипник
= = 56 мм (2.49)[1] с112
2.5.2 Определяем размер тихоходного вала на соответствующих ступенях
а) вторая ступень - под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
= +2t (2.50)[1] с112
=351+2·2,5 = 40 мм
б) четвертая ступень - под подшипник
= = 40 мм (2.51)[1] с112
2.5.3 Производим подбор подшипников качения
Для быстроходного вала - шариковые радиальные однорядные подшипники особой легкой серии 112, основные параметры:
Внутренний диаметр d = 60 мм
Диаметр наружного кольца подшипника D = 95 мм
Ширина шарикоподшипника B = 18 мм
Динамическая грузоподъемность = 29,6 кН
Статическая грузоподъемность = 18,3 кН
Для тихоходного вала - шариковые радиальные однорядные подшипники
особой легкой серии 108, основные параметры:
Внутренний диаметр d = 40 мм
Диаметр наружного кольца подшипника D = 68 мм
Ширина шарикоподшипника B = 15 мм
Динамическая грузоподъемность = 16,8 кН
Статическая грузоподъемность = 9,3 кН
2.5.4 Определяем долговечность подшипника тихоходного вала
= (2.52)[1] с150
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
36 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
|
|
где - динамическая грузоподъемность, 16800 Н, табл. К27[1]с432
- эквивалентная нагрузка, 1382 Н
n- частота вращения кольца подшипника,155 об/мин, табл. 2.5[1]с49
= V (2.53)[1] ст150
где - радиальная нагрузка подшипника, Н- 1256 табл. 9.1[1]с142
V - коэффициент вращения, 1 табл. 9.1[1]с142
- коэффициент безопасности, 1,2 табл. 9.1[1]с145
- температурный коэффициент, 1 табл. 9.1[1]с142
= 1·1256·1,2·1= 1507,2 Н
Принимаем: = 1507 Н
= 1·0,8 = 118881,7 ч
Принимаем: =118881 ч
2.5.5 Определяем долговечность подшипника быстроходного вала
= (2.54)[1] с150
где - динамическая грузоподъемность, 29600 Н, табл. К27[1]с432
- эквивалентная нагрузка, 1382 Н
Изм. |
Лист |
№докум |
Подпись |
Дата |
Лист |
37 |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
= 1·0,8 = 186858,5 ч
Принимаем: = 186858 ч
Изм. |
Лист |
№докум. |
Подпись |
Датааа |
Лист |
ТРТМ.15.02.01.008.ПЗ |
Разраб. |
Зыков В.П |
Провер. |
Семененко Г.Г |
Реценз |
Н. Контр. |
Малышкина Л.А |
Утверд. |
Зыков В.П |
Монтаж и ремонт закаточного автомата Б4-КЗТ-11 |
Лит. |
Листов |
ТРТ - 4РМ |