![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •1.Выбор электродвигателя и Кинематический расчет привода
- •2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
- •I ступень
- •2.1 Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес
- •2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
- •2.3 Проектный расчёт
- •2.4 Проверочный расчет
- •3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- •II ступень
- •3.1 Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес
- •3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
- •3.3 Проектный расчёт
- •3.4 Проверочный расчет
- •4.Расчет ременной передачи
- •5. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников
- •5.1 Расчет быстроходного вала цилиндрического прямозубого редуктора
- •5.2 Расчет промежуточного вала цилиндрического прямозубого редуктора
- •5.3 Расчет тихоходного вала цилиндрического прямозубого редуктора
- •6. Конструктивные размеры колес
- •7.Расчёт элементов корпуса редуктора
- •8.Расчет вала на сопротивление усталости и статическую прочность
- •8.1 Расчет выходного вала на сопротивление усталости
- •8.2 Расчет вала на статическую прочность
- •9. Расчёт подшипников качения
- •10. Расчёт шпоночных соединений
- •Литература.
- •11. Выбор муфт.
6. Конструктивные размеры колес
6.1 Колесо I ступени
Колесо кованное dk=228 мм b2=56 мм dп=45 мм
6.1.1 Диаметр ступицы
dCT=1,6·dп
dCT=1,6·45=72 мм
6.1.2 Длинна ступицы
LCT=1,2dк
LCT=1,2·50= 60 мм
6.1.3 Толщина обода
Принимаем δ0= 8 мм
6.1.4 Толщина диска
С=(0,35...0,4) b
C= 19,6...22,4 = 21мм
6.1.5 Толщина рёбер.
S=0,8C
S=16,8 мм
6.1.6 Диаметр центровой окружности
Dотв=0,5(D0+dст)
Dотв=127 мм
dотв=30 мм
D0=182 мм
Фаска
n=0,5mn=1
6.2
Колесо II
ступени
Колесо кованное dk=324 мм b2=80 мм dп=60 мм
6.2.1 Диаметр ступицы
dCT=1,6·dп
dCT=1,6·60=96 мм
6.2.2 Длинна ступицы
LCT=1,2dк
LCT=1,2·70= 84 мм
6.2.3 Толщина обода
Принимаем δ0= 14 мм
6.2.4 Толщина диска
С=(0,35...0,4) b
C= 28...32 = 30мм
6.2.5 Толщина рёбер.
S=0,8C
S=24 мм
6.2.6 Диаметр центровой окружности
Dотв=0,5(D0+dст)
Dотв=176 мм
dотв=30 мм
D0=256 мм
Фаска
n=0,5mn=2
7.Расчёт элементов корпуса редуктора
7.1 Определяем толщину стенки корпуса редуктора:
δ=0,025·aw+3=0,025·200+3=8 мм
Принимаем 8мм т.к. минимальная толщина стенки 8 мм.
7.2. Толщина верхнего пояса корпуса:
.
7.3. Толщина нижнего пояса корпуса:
.
7.4 Толщина рёбер основания корпуса:
.
7.5.Диаметр фундаментных болтов:
.
7.6 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора:
7.7 Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом у подшипников:
7.8. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к корпусу:
7.9. Диаметр болтов для крепления смотровой камеры редуктора:
7.10 Диаметр пробки для слива масла из редуктора. Принимаем пробку с резьбой 1/2.
8.Расчет вала на сопротивление усталости и статическую прочность
8.1 Расчет выходного вала на сопротивление усталости
8.1.1 Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор может быть использован как редуктор общего назначения
.
8.1.2 Определяем силы в зацеплении
-
окружная сила
-
радиальная сила
,
где
-
угол зацепления зубьев.
8.1.3
Вычисляем реакции
и
в опорах вала в вертикальной плоскости
8.1.4
Вычисляем реакции
и
в опорах вала в горизонтальной плоскости
(рис.2, в)
(2.5)
(2.6)
Из уравнения (2.6) находим
При этом
8.1.5
Вычисляем реакции
и
в плоскости смещения валов
(2.7)
(2.8)
Отсюда
5760,6
· (190,5+138)/190,5
=
9933,63
H,
тогда
Определяем максимальные реакции в опорах
(2.9)
8.1.6 Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с
построением
эпюры изгибающих моментов
в вертикальной плоскости (рис. 3,б)
.
8.1.7
Определяем изгибающие моменты в
характерных точках вала с построением
эпюры изгибающих моментов
в горизонтальной плоскости (рис. 3,в)
8.1.8
Определяем изгибающие моменты в
характерных точках вала с построением
эпюры изгибающих моментов
в плоскости смещения валов (рис. 3,г)
8.1.9 Вычисляем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях вала 1-1,11-11
8.1.10. Представляем эпюру крутящих моментов T, передаваемых валом
Т = 530,95 Н·м;
8.1.11. Анализируя характер эпюр, а также принятые размеры вала определяем, что наиболее опасным является сечение 11-11 под подшипником. Проверяем его прочность.
8.1.12.
Для выбранного сечения 11-11 вала
концентратором напряжений в сечении
является посадка с натягом и определяем
интерполированием значения отношений
и
Коэффициент
запаса прочности по нормальным напряжениям
определяется
по формуле (14)
,
где
- предел выносливости при изгибе;
-
коэффициент снижения предела выносливости
при изгибе (формула 15),
– коэффициент влияния качества
поверхности (таблица 5);
- коэффициент влияния поверхностного
упрочнения (табл. 6);
.
8.1.13
Коэффициент запаса по касательным
напряжениям
определяется по формуле (17)
,
где
-
предел выносливости;
-
коэффициент снижения предела выносливости
вала в рассматриваемом сечении при
кручении, где
- коэффициент влияния качества поверхности
(табл.5);
-
коэффициент влияния поверхностного
упрочнения (табл. 6);
Амплитуды
переменных
и постоянных
составляющих циклов напряжений
.
-
коэффициент чувствительности материала
к асимметрии цикла напряжений, по таблице
1.
.
8.1.14 Общий запас сопротивления усталости S по формуле (19)
.
Условие
выполнено.