РПЗ ТНУ5-03 (1053005), страница 3
Текст из файла (страница 3)
5.1. Геометрические параметры зацепления:
Делительный диаметр: 
Диаметр вершин зубьев: 
Диаметр впадин зубьев: 
х — коэффициент смещения (
.
Межосевое расстояние: 
Ширина зубчатого венца: 
где 
— коэффициент ширины зубчатого венца.
5.2. Проверочный расчет на контурную выносливость.
Выбор материала шестерни и колеса:
| Шестерня | Колесо |
| Сталь 40Х, HRCЭ=4550, b=900 МПа, т=900 МПа | Сталь 45 улучшенная 235262 НВ |
для прямозубых передач
— коэффициент нагрузки
— коэффициент динамической нагрузки.
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.
Удовлетворяет условию.
5.3. Проверочный расчет на выносливость при изгибе.
— коэффициент формы.
— коэффициент нагрузки
— коэффициент динамической нагрузки.
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.
Условие выполнено.
6. Расчет соединений.
6.1. Шлицевое соединение втулки тормоза, с валом электродвигателя.
Пусть колесо выполнено из улучшенной стали 45, соединение должно передавать крутящий момент Т = 20Нм.
Определим диаметр вала из расчета на кручение
Д
опускаемые касательные напряжения кручения []кр принимаем равным 25МПа
([]кр=25…30МПа).
Следовательно, примем d = 30мм, построенный из конструктивных соображений.
Определим размеры прямобочных шлицев по ГОСТ6033-88. Будем ориентироваться на соединение лёгкой серии. Внутренний диаметр шлицев должен быть больше или близок принятому диаметру вала.
Назначаем соединение 6
15 18 5 (число шлицев z=8, внутренний диаметр d=15мм, наружный диаметр D=18мм, ширина шлица b=5мм, размер фасок с=0,2мм ).
Высота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев dm:
Д
лина соединения из расчета по напряжениям смятия:
Принимаем допускаемые напряжения смятия []см=60МПа , соединение неподвижное. Принимаем длину соединения l =30мм.
Длина ступицы для соединения колеса с валом с помощью шлицев lст=30мм.
6.2. Расчет болтового соединения.
Соединение воспринимает нагрузку от осевой силы и вращающего момента.
Суммарная сила в соединении:
Н
еобходимая сила затяжки из условия несдвигаемости:
У
словие прочности винта имеет вид:
Д
опускаемое напряжение для расчета винта класса прочности 5.8:
Н
еобходимый диаметр винта:
По найденной площади сечения винта определим его диаметр.
В
ыбираем винт М12, его диаметр d1 = 10.106мм.
6.3.Винты для крепления каната на барабане.
Определим силу затяжки винтов:
Н
где z – кол – во болтов.
Принимаем класс прочности винтов 3.6, тогда предел текучести 
=200МПа. Допустимое напряжение сжатия 
МПа
Расчётный диаметр винтов:
мм
Окончательно выбираем винты М14.
6.4. Расчет подшипников барабана.
Расчетная схема.
Ft =7238 Н; Fr = 2836 Н; Fа =2887 Н; FtБ =8000 Н; L = 220мм; l =126мм.
Определяем реакции опор в плоскости XOZ
MА = 0
Fr * l + Fa * Dк/2 - RxБ * L = 0
RxБ = (Fr * l + Fa * Dк/2)/L = (2836*126 +2887*218/2)/220 =3055H
MБ = 0
Fr * (l+L) + Fa * Dк/2 - RxА * L = 0
RxА = (Fr * (l+L) + Fa * Dк/2)/L = (2836*346 +2887*218/2)/220 = 4474H
Определяем реакции опор в плоскости YOZ
MА = 0
- RyБ * L - Ft * l = 0
RyБ = Ft * l / L =7238 *126 /220 =4145 Н
MБ = 0
- RyА * L - Ft * (l+L) = 0
RyА = Ft * (l+L) / L =7238 *346 / 220 = 11383 Н
Т
огда суммарные реакции в опорах:
Суммарные реакции опор, с учётом нагрузки от барабана:
RA = RA + RАБ = 12230 + 4000 =16230 Н
RБ = RБ + RББ = 5149 +4000 = 9149 Н
Подбор подшипников
Исходные данные для расчёта:
| Частота вращения барабана | n1 | 29.5 | мин-1 |
| Требуемая долговечность подшипников | L10h | 8000 | ч |
| Реакция в опоре А | RA | 16230 | Н |
| Реакция в опоре Б | RБ | 9149 | Н |
Предварительно выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный 0214.
Сr = 61.8 кН; С0r = 37.5 кН; КБ = 1.3; КТ = 1; V = 1.
Для опоры А: X = 1, Y = 0.
Для опоры Б: RaБ / С0r =103 /14600 = 0.007
X = 0.56, Y = 2.1, e = 0.21
RaБ / RrБ < e X = 1, Y = 0
Эквивалентная динамическая нагрузка:
REA = V * X * Rr * КБ * КТ = 1 * 1 *16230 * 1.3 * 1 = 21099 H
REБ = V * X * Rr * КБ * КТ = 1 * 1 *9149 * 1.3 * 1 =11894 H
Для наиболее нагруженной опоры А, расчётная долговечность:
В
ыбранные подшипники удовлетворяют требованиям.
Список литературы:
1. Л. П. Варламова, В. П. Тибанов. Детали машин. Соединения.
— МГТУ им. Н. Э. Баумана 1999.
2. Детали машин. Атлас конструкций. — М., Машиностроение, 1979.
3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование.
— М.: Высшая школа, 1990.
4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин.
— М.: Высшая школа, 1985.
5. Решетов Д. Н. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1989.
6. Расчет на прочность деталей машин. Справочник. Биргер И.А., Иосилевич Г.Б. М., Машиностроение, 1993г, 639с
0
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
