- •Министерство образования и науки Российской Федерации
- •Введение
- •1. Кинематический и силовой расчет
- •4. Расчет конической передачи
- •5. Ориентировочный расчет валов и предварительный
- •6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7. Конструктивные размеры колеса
- •8. Расчет выходного вала на усталостную прочность
- •9. Расчет долговечности подшипников
- •10. Расчет шпоночных соединений
- •11. Выбор сорта масла
- •12. Сборка редуктора
- •На ведомый вал одеваем шпонку и колесо, распорную втулку и подшипники и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100о.
1. Кинематический и силовой расчет
Общее передаточное отношение редуктора определяется по зависимости
Частота вращения первого (входного) вала
Частота вращения второго (выходного) вала
Определим числа зубьев шестерни и колеса
Z1 = 22 - 9lgU
принимаем, Z1 = , тогда
Z2 = Z1 ∙ U
принимаем, Z2=
Фактическое передаточное отношение
Определим вращающие моменты на валах редуктора:
на выходном
-на входном
2. Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя
Мощность на выходном валу редуктора
Расчетная мощность электродвигателя
По заданной частоте вращения nдвиг. и расчетной мощности выбираем двигатель
Э с к и з д в и г а т е л я
Габаритные размеры выбранного двигателя:
3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Зубчатые колеса цилиндрических передач изготавливают из стали и под-
вергают термическому упрочнению. Марку стали выбирают в зависимости от назначаемой твердости НВ.
Твердость стали определим по зависимости
Принимаем Сталь , термообработка - твердость - НВ
Допускаемые контактные и изгибные напряжения определяются по зависимостям: ; ;
где - предел контактной и изгибной выносливости, МПа;
2 HB + 70, МПа
= 1,8 HB , МПа
SH, SF - коэффициенты запаса контактной и изгибной
выносливости;
SH = 1,1; SF =1,75
KHL, KFL - коэффициент долговечности.
где NHO, NFO – базовое число циклов
NHO = 30 (HB)2.4 циклов
NFO = 4 ∙ 106 циклов
N- фактическое число циклов нагружения ведущей шестерни
за весь период эксплуатации
суммарное время работы передачи в час.
= 365 ∙ L∙ Kгод ∙ Ксут час.
N = 60 ∙ цикл
KHL=1 ≤ KHL ≤ 2,4
KFL = 1 ≤ KFL ≤ 2,0
Принимаем KHL = 1; KFL = 1
МПа;
4. Расчет конической передачи
Расчет конической передачи начинаем с определения предварительного внешнего делительного диаметра шестерни:
мм
где КН = 1,2 – коэффициент нагрузки.
Предварительный модуль зацепления равен
мм
Принимаем по ГОСТ mе = мм
Диаметры внешней делительной окружности шестерни и колеса:
de1 = me z1 = мм
de2 = me z2 = мм
Углы делительного конуса равны:
для колеса;
2 =аrctgU =
для шестерни:
1 = 900 - 2 =
Внешние диаметры выступов шестерни и колеса:
dae1 = de1+2mcos1 = мм
dae2 = de2+2mcos2 = мм
Внешнее конусное расстояние:
мм
Расчетная ширина зацепления колес
b = 0,285Re = мм, принимаем b = мм
Внешняя высота зуба: he = 2,2mе = мм
Высота головки зуба: hae = me = мм
Проверочный расчет передачи
Рабочие напряжение на контактную выносливость:
Мпа
Н = МПа < []H = МПа
Условие контактной выносливости выполняется.
Рабочее напряжение и условие изгибной прочности
где КF - 1,3 – коэффициент нагрузки;
YF - коэффициент формы зуба:
= МПа
Условие изгибной прочности выполняется
Усилия в зацеплении:
При передаче вращающего момента в зацеплении возникают силы:
- окружная сила
= н
- радиальная и осевая силы равны:
Fr2 = Fa1 = Ft1 tg cos 2 = H
Fa2 = Fr1 = Ft1 tg cos 1 = H