- •1.1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя
- •2 Выбор двигателя Кинематический расчет привода
- •2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
- •2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода.
- •3 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений.
- •3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес.
- •4. Расчет зубчатых передач редукторов
- •4.1Расчет косозубой передачи.
- •Расчет открытой зубчатой пары
- •6.Ориентировочный расчет валов.
- •6.1 Расчет ведущего вала.
- •6.2Расчет ведомого вала.
- •7. Подбор подшипников для выходного вала.
- •8. Уточненный расчет ведомого вала.
- •9. Проверка прочности шпонок.
- •10. Выбор муфты и проверка ее пальцев и втулок.
- •11. Смазка редуктора.
- •Список использованной литературы
4. Расчет зубчатых передач редукторов
4.1Расчет косозубой передачи.
Определим межосевое расстояние из условия контактной выносливости по формуле:
[ мм ] ,
- крутящий момент на колесе [ Н
мм
]
-
для косозубых колес. В ГОСТ приведены
значения коэффициента
,
тогда
можно вычислить по формуле:
.
Согласно рекомендациям
,
примем
=0,9,
тогда
=
=0,26.
По прилож. 3 принимаем
=
0,4 .
-
коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки по ширине зубчатого венца,
находится по графикам.
- вспомогательный коэффициент в системе
СИ
=43
=
133,8 мм , примем по ГОСТ
=
140 мм.
Для ориентировочной оценки величины
нормального модуля можно использовать
рекомендации:
=
=
2,24 мм.
Примем по ГОСТ 9563 - 94
= 2,50 мм.
Определим значение торцевого модуля, приняв угол наклона зуба
=
12
=
=
2,6 мм.
Определим суммарное число зубьев
=
=
=
107,7, примем
=108.
Определим числа зубьев шестерни и
колеса:
=
=
15,6, примем
=
17, тогда
=
108 – 17 = 91.
Уточним межосевое расстояние :
=
=138
мм . Принимая
=140
мм, уточним угол
![]()
![]()
=
=
0,964
= 15
30’
=
0,277.
Уточним передаточное число :
=
=
5,4 , что допустимо.
Определим основные размеры зубчатой пары
Шестерни :
=
=
= 44,08 мм .
=44,08
+ 2
2,5
= 49,08 мм.
=
44,08 – 2,5
2,5
= 37,83 мм.
Колеса :
=
235,92 мм.
Проверка :
=
140 мм .
=
235,92 + 2
2,5
=240,92 мм.
= 235,92 – 2,5
2,5
= 229,67 мм.
Ширина колеса :
=
0,4
140
= 56 мм.. примем по ГОСТ
=
60мм.
Ширина шестерни :
=
60 +5 = 65мм.
Определим
усилия в зацеплении :
=
=
2 347 Н. - окружное усилие.
=
= 886 Н.- радиальное усилие.
=
2347
0,277
= 650 Н.-осевое усилие.
Проверим зацепление на контактную выносливость по формуле :
=
=![]()
=
507,4 МПа < 515 МПа- условие прочности
выполняется ,
K- коэффициент перегрузки,
-
коэффициент, учитывающий косозубость
передачи
.
Проверим зубья на прочность по напряжениям изгиба по формуле:
![]()
=
=33,4
МПа < 256,5 МПа - условие прочности
соблюдается.
-
коэффициент формы зуба
Сводная таблица основных параметров зубчатой закрытой передачи.
При N = 1,69 кВт ;
=152
мин-1 ;
=
5,9
|
|
48,8 Н
|
|
|
4,5 мм |
|
|
275,8 Н
|
|
|
0,0 |
|
|
895 мин-1 |
|
|
1,6 м/с |
|
|
152 мин-1 |
|
|
2 347 Н |
|
|
515 МПа |
|
|
886 Н |
|
|
|
|
|
650 Н |
|
|
256,5 МПа |
|
|
507,4 МПа |
|
|
140 мм |
|
|
33,4 МПа |
|
|
17 |
|
|
65 мм |
|
|
105 |
|
|
60 мм |
|
|
2,5 мм |
|
|
5,4 |
|
|
44,08 мм |
|
|
49,08 мм |
|
|
235,92 мм |
|
|
240.92 мм |
|
|
15 |
|
|
37,83 мм |
|
|
49.08 мм |
|
|
229,67 мм |
