- •1.Кинематический расчет и выбор электродвигателя.
- •2.Расчётная часть.
- •2.1. Расчет тихоходной прямозубой передачи.
- •1) Исходные данные:
- •2) Геометрические размеры:
- •Допускаемое изгибное напряжение:
- •2.2.Расчет быстроходной цилиндрической передачи.
- •Допускаемое контактное напряжение :
- •Изгибное напряжение :
- •Геометрические параметры передачи:
- •Изгибное напряжение :
- •Силы действующие в зацеплении .
- •3. Расчет валов на изгиб с кручением.
- •Быстроходный вал.
- •Расчетная часть.
- •Тихоходный вал.
- •Расчетная часть.
- •4. Расчет вала на жесткость быстроходного вала.
- •7. Проверка шпоночных соединений на смятие.
- •8. Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности (долговечности).
- •Расчетная часть.
- •На промежуточном валу.
- •Расчетная часть.
- •На тихоходном (выходном) валу.
- •Расчетная часть.
- •9. Конструирование корпусных деталей редуктора.
- •2. Основные размеры редуктора:
- •3. Рекомендуемые диаметры болтов, соединяющих:
- •4. Число болтов:
- •5. Размеры болтовых соединений и мест расположения болтов:
- •7.Толщина фланцев редуктора:
- •8. Размеры накладных крышек подшипника :
- •13. Оснащение редуктора:
- •10. Подбор смазочных материалов.
- •11. Cборка редуктора
- •12. Список литературы
2) Геометрические размеры:
Делительные размеры шестерни и колеса соответственно:
d1=z1*m=25*4,25=106 мм;
d2=z2**m=99*4,25=420 мм;
Диаметры вершин:
da1=d1+2*m=106+2*4,25=115 мм;
da2=d2+2*m=420+2*4,25=429 мм;
Диаметры впадин:
df1=d1-2,5*m=106-2,5*4,25=95 мм;
df2=d2-2,5*m=420-2,5*4,25=409 мм;
Ширина колеса и шестерни соответственно:
При относительной ширине прямозубой передачи:
Ψва=0,4 ;
b=a**Ψва=105,6 мм, принимается из нормального ряда чисел ширину колеса b*=105 мм;
Ширину шестерни обычно выполняется несколько больше ширины колеса для компенсации возможных неточностей сборки:
b1*=b*+5=110 мм;
Скорость в зацеплении :
[м/с]; м/с,
По скорости выбирается:
- коэффициент динамической нагрузки,
,
-коэффициент динамической нагрузки,
,
- коэффициент относительной ширины передачи;
По коэффициенту выбирается:
-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта, при расчёте по контактным напряжениям,
,
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта, при расчёте по изгибным напряжениям,
,
По рекомендации для прямозубой передачи выбирается :
- коэффициент нагрузки для расчёта по контактным напряжениям
- коэффициент нагрузки для расчёта по изгибным напряжениям
Проверка фактического контактного напряжения:
Условие прочности:
Н*мм.
Выбор материала шестерни ( колеса ) :
Шестерня : Ст45 HB1 =285;
Колесо : Ст35 НВ1 =204;
Допускаемое контактное напряжение:
,
где S- коэффициент безопасности:
S= 1.1 ;
-базовый предел выносливости поверхностей зубьев;
,
Для шестерни: H/мм.
Для колеса: Н/мм.
K-коэффициент долговечности;
K=, где :
-базовое число циклов при котором возникает предел выносливости;
;
Для шестерни (1) и колеса (2) соответственно:
-эквивалентное число циклов нагружения зубьев;
;
, так как то принимается =1;
; принимается ;
Допускаемое контактное напряжения на шестерне:
=581,818 Н мм
Допускаемое контактное напряжения на колесе:
Н мм
;
Условие прочности выполнено.
Допускаемое изгибное напряжение:
,
где - базовый предел выносливости материала колеса по изгибным напряжениям,
Н/мм.
Н/мм.
- коэффициент долговечности;
, где :
- базовое число циклов, для всех деталей ,
-эквивалентное число циклов нагружения зубьев;
,
;
, принимается ;
()
-коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки = (0,7,,,0,8 ),
;
-коэффициент безопасности= ( 1,7,,,2,2 )
;
Н/мм
Изгибное напряжение :
,
где Т – момент на колесе рассчитываемой передачи ;
- коэффициент формы зуба ;
z– число зубьев колеса;
b – ширина передачи;
m – модуль передачи;
=4,26
Н/мм
Условие прочности выполнено.
Силы действующие в зацеплении:
Окружные силы :
Н;
Радиальные силы :
Н ,
где угол зацепления .