- •Содержание
- •Введение
- •1 Нормативные ссылки
- •2 Техническая характеристика привода
- •3 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
- •Найдем u озп по формуле
- •Подобрав числа Uззп и Uозп, я выяснил, что нам подходит двигатель, параметры которого приведены в табл.2. В результате выбираем двигатель марки 4а112мb6у3.
- •- Приводной вал открытой зубчатой передачи
- •4 Выбор материала для закрытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
- •Т а б л и ц а 3 – Материалы колес и их механические характеристики
- •5 Расчет закрытой зубчатой передачи
- •Делительные диаметры равны
- •6 Выбор материала для открытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
- •Т а б л и ц а 5 – Материалы колес и их механические характеристики
- •7 Расчет открытой зубчатой передачи
- •Делительные диаметры равны
- •8 Проектный расчет и конструирование валов
- •Df1, d1, da1, b1- размеры шестерни (пункт 5.9).
- •9 Конструирование корпуса редуктора
- •10 Первый этап эскизной компоновки редуктора
- •11 Составление расчетных схем валов, определение реакций в опорах и построение эпюр
- •12 Выбор и расчет подшипников качения
- •Выбираем подшипники легкой серии для быстроходного и тихоходного валов.
- •13 Расчет шпоночных соединений
- •14 Проверочный расчет тихоходного вала на статическую прочность
- •15 Выбор смазки зацепления и подшипников
- •16 Выбор посадок
- •17 Выбор и расчет муфты
- •18 Краткое описание сборки привода
- •19 Указания по безопасности жизнедеятельности
- •Заключение
- •Список использованных источников
- •Приложения
Делительные диаметры равны
(5.15)
d1 = m∙z1 = 2∙19 = 38 мм.
d2 = m∙z2 = 2∙121 = 242 мм.
Диаметры вершин зубьев равны
(5.16)
da1 = d1+2∙m = 38+2∙2 = 44 мм.
da2 = d2 +2∙m = 242+2∙2 = 246 мм.
Диаметры впадин зубьев равны
(5.17)
df1 = d1 - 2,5∙m = 38 - 2,5∙2 = 33 мм.
df2 = d2 - 2,5∙m = 242 - 2,5∙2 = 237 мм.
Проверим межосевое расстояние зубчатых колес
.
(5.18)
140
мм.
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 4.
Окружные силы определяют по зависимости
.
(5.19)
1685,4
Н.
Радиальные силы определяют по зависимости
,
(5.20)
где
=
20° - угол зацепления.
613,4
Н.
Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле
.
(5.21)
1793,6
Н.
Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 5 и приведены в таблице 4. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала dк3 под колесо, который будет получен в пункте 7. dк3 = 55 мм.
Т а б л и ц а 4 - Размеры зубчатого колеса, мм
Параметр |
Формула |
Расчет |
Диаметр ступицы |
dСТ=l,6• dк |
dСТ = l,6 • 55 = 90 мм. |
Длина ступицы |
LCT =b2…1,5 •dк |
LCT = 56…88 Примем LCT = 80 мм. |
Толщина обода |
|
= (2,5... 4,0) • 2 = 5…8 мм
Примем
|
Диаметр обода |
D0=da2-2• -4,5•m |
D0 = 246 - 2 • 7 - 4,5 • 2 = 223 мм. |
Толщина диска |
с=(0,2…0,3) •b2 |
с = 0,25 • 63 = 14 мм. |
Диаметр центров отверстий в диске |
Dотв=0,5•(D0+dCT) |
Dотв =0,5 • (223+90) = 157 мм. |
Диаметр отверстий |
dотв=(D0-dCT)/4 |
dотв = (223 - 90) / 4 = 33 мм. |
Фаски |
n = 1 • m |
n = 1 • 2= 2 мм. |
Рисунок 4 - Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых
зубчатых колес
Рисунок 5 - Цилиндрическое зубчатое колесо
6 Выбор материала для открытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
По заданию на курсовой проект необходимо спроектировать зубчатую цилиндрическую открытую прямозубую передачу для привода общего назначения.
В качестве исходных данных для расчета зубчатой передачи в курсовой работе можно принять материалы и механические характеристики шестерни и колеса, приведенные в таблице 5.
