- •Содержание.
- •1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
- •1.1 Определение общего коэффициента полезного действия привода
- •1.2 Выбор электродвигателя
- •1.3 Определение частот вращения на валах.
- •2. Расчёт зубчатых колес редуктора.
- •2.1 Выбор материала зубчатых колес.
- •2.2. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость.
- •2.3 Определение межосевого расстояния
- •2.4 Определение модуля зацепления
- •2.5 Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса "z2"
- •2.6 Основные размеры шестерни и колеса.
- •2.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.
- •3. Предварительный расчет валов.
- •Выбор муфты.
- •4. Выбор подшипников качения.
- •5. Проверка долговечности подшипника.
- •6. Конструктивные размеры шестерни и колеса.
- •7. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
- •9. Уточнённый расчёт валов.
- •10. Выбор сорта масла
- •Расчет передачи винт-гайка.
- •Проверка винта на устойчивость.
- •13.. Общие выводы .
- •Литература.
8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки:
=0.025aw=0.02540+1=2 мм
принимаем =8 мм;
1=0.0.02aw +1=1.8 мм
принимаем 1=8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1.5=1.52=112 мм,
b1=1.51=1.58=12 мм
нижнего пояса корпуса
p=2.35=2.358=19 мм.
Диаметр болтов:
фундаментных d1= (0.030.036) aw +12=13.213.44 (мм) принимаем болты с резьбой М10;
крепящих крышку у подшипников к крышке закреплённой с корпусом d2=(0.50.6) d1=9.410.1 (мм); принимаем болты с резьбой М4;
соединяющих крышку с корпусом d3=(0.50.6) d1=6.728,1; принимаем болты с резьбой М8.
9. Уточнённый расчёт валов.
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями s. Прочность соблюдена при ss.
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни ( шестерня выполнена заодно с валом) т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.
При диаметре вала до 90 мм среднее значение GB =780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
G-10.43780=335 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
-10.58 G-1=0.58335=193 МПа.
Сечение А-А.
Это сечение при передаче вращающегося момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
s= s=-1/((к/)+m)
где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла
=m=max/2=T1/2Wк нетто.
При d=14 мм; b=5 мм; t1=3 мм
Wк нетто=d3/16 - bt1 (d- t1 )2/2d=538.51-64.82=473.69 мм3.
=m=1025/473.692=1.08 МПа.
Принимаем к=1.68, =0.83
s= s=193/((1.68/0.83)1.08+1.080.1=84.13
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной l=44 мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки М=2.5102544=3521.7 Нмм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s=-1/((к/)+m)
s=335/(1.6/0.92)1.08=178.2
Регулирующий коэффициент запаса прочности
s= ss/ s2s2=76
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.