- •1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
- •Электродвигатель; 2-клиноременная передача;
- •2. Расчет цилиндрической передачи редуктора
- •0Пределяем коэффициент нагрузки:
- •3. Расчет клиноременной передачи
- •4. Проектный расчет валов редуктора
- •5. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора
- •6. Конструктивное оформление корпуса и крышки редуктора
- •7.Расчет подшипников на долговечность
- •8. Выбор посадок
- •9. Смазка редуктора
- •10. Сборка редуктора
2. Расчет цилиндрической передачи редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал с механическими характеристиками: для шестерни сталь 40Х, термообработка-улучшение, твердость НВ=270, для колеса сталь 40Х, термообработка-улучшение, НВ=245
Допускаемое контактное напряжение:
[F]H=
Где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев меннее HB 350 и термообработкой (улучшение)
Н limb=2НВ+70=2245+70=560 Мпа
- Коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают:
; = 1,15
Принимаем допускаемое напряжение по колесу:
[]H =
Вращающий момент :
на валу шестерни
На валу колеса:
= = 97,52· H
Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев.
Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Здесь принято . Ближайшее стандартное значение
Нормальный модуль зацепления:
= (0,01 0,02) = (0,01 0,02) 112 = 1,12 2,24 мм
Принимаем = 2 мм.
Определим числа зубьев шестерни и колеса:
= = =
Принимаем = 28
Тогда = · U = 28 · 2,5 = 70
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
=
=
Проверка:
= = = 84 мм
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 = 56 + 2· 2 = 60 мм,
da2 = d2 + 2 = 112 + 2· 2 = 116мм
Ширина колеса:
b2 = · = 0,4 100= 40 мм
Ширина шестерни:
b1=b2 + 5 = 40 + 5 = 45мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
= = = 0,80
Окружная скорость колес:
V = = = 3,75 м/с
При такой скорости принимаем 8-ую степень точности.
0Пределяем коэффициент нагрузки:
Значения даны в табл. 3.5: при , твердости HB350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжений цепной передачи
при и 8-й степени точности По для прямозубых колес при имеем = 1,0.
Таким образом
Проверка контактных напряжений
Н = = = 358,3Мпа []H
Допускаемые напряжение
для стали 40х улучшенной при твердости HB350
Для шестерни:
Для колеса:
Находим отношения :
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия пени точности
Проверяем прочность зуба колеса:
Условие прочности выполнено.