
- •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
-
Расчет открытой зубчатой пары
-
Для шестерни выбираем углеродистую
сталь 45 ГОСТ 1050-85 НВ 210. Для колеса- сталь
45Л ГОСТ 977-85 НВ 180.Определим модуль по
формуле ( Иванов М.И. стр. 191) , приняв
=
20 , тогда
=
20
2,2
= 44, примем
=
44, где
=
2,2 – уточненное значение.
=
=
1,4
[
275,8
103
4,1
1,22
(
202
0,2
216)-1]0,33
= 6,4 мм., примем по ГОСТ 9563 - 94
=
7,0 мм.
-
коэффициент для прямых зубьев.
=
1,22 – коэффициент , учитывающий
распределение нагрузки по длине венца.
=
0,2 …1,2 – коэффициент ширины колеса.
=
4,1 – коэффициент формы зуба для шестерни.
Определим межосевое расстояние :=
=
7
64
2-1
= 224 мм.
Определим размеры зубчатой пары.
Для шестерни :=
7
20
= 140 мм.- делительный диаметр .
=
140 + 2
7
= 154 мм.- диаметр вершин зубьев.
=
140 – 2,5
7
= 122,5 мм.- диаметр впадин зубьев
.
Для колеса :=
308 мм.
=
322 мм.
=
290,5 мм.
Определим ширину зубчатого венца колеса
=
0,2
224
= 44,8 мм., примем по ГОСТ
=
45 мм.
Ширина шестерни
=
50 мм.
Определим усилия в зацеплении:
=
=
2
754
0,308-1
= 4 896 Н.- окружное усилие на колесе.
=
=
4 896
0,364=
1 782 Н.- радиальное усилие на колесе.
6.Ориентировочный расчет валов.
Ведущий вал. Диаметр входного конца
вала определим из расчета на кручение,
приняв допускаемое напряжение
МПа
.
=
21,4 мм , примем по
ГОСТ
= 25 мм.
Ведомый вал : учитывая влияние изгиба
от открытой прямозубой передачи ,
определяем диаметр выходного конца
ведомого вала, приняв пониженное
допускаемое напряжение
МПа
.
=
45,1 мм. , примем по ГОСТ
=50 мм .Диаметры участков валов под
манжетой и подшипником увеличиваем на
5 мм .
Диаметры участков валов под зубчатым колесом увеличиваем на 10 мм .
Окончательно диаметры участков валов примем после эскизной компоновки, подбора подшипников, проверки их на долговечность и расчета опасных сечений валов на усталостную выносливость и жесткость.
6.1 Расчет ведущего вала.
= 2347 Н.
=886 Н.
= 650 Н.
Размеры “ а , в , с “ даны с учетом типа подшипников ( ГОСТ 831 – 94 ).
=
=
=
305 Н – усилие от несоосности полумуфт.
=
0,08 м.- диаметр расположения пальцев в
муфте.
Горизонтальная плоскость.
=
0. -
· a -
· b +
·
l = 0
=
=
1512 Н..
Горизонтальная плоскость.
=
0. -
·
l +
·
c -
(l+a)
= 0.
=
=
259 Н.
Вертикальная плоскость
=
0.
·
l -
·
c -
·
=
0 .
=
=
259 Н. Вертикальная плоскость
=
0-
·
l +
·
b -
·
=
0.
=
=283
Н. Определяем суммарные реакции: A=
=
362 Н
B= 1538 Н. Согласно курса
«Сопротивления материалов» рассчитаем
эпюры изгибающих моментов в характерных
точках вала в различных плоскостях.
=
-
суммарный изгибающий момент.
.
6.2Расчет ведомого вала.
=
2 347 Н
=
886 Н.
=
650 Н.
=
4 896 Н
=
1 782 Н - усилия от открытой передачи.
Горизонтальная плоскость.
.
.
=
=
8 075 Н..
.
-
.
=
=
5 526 Н
Вертикальная плоскость.
.
.
=
=
4 661 Н.
.
.
=
=
1 175 Н.
Определяем суммарные реакции: A==
5 650 Н. B= 9 324 Н.
Согласно курса «Сопротивления материалов»
рассчитаем эпюры изгибающих моментов
в характерных точках вала в различных
плоскостях.
=
-
суммарный изгибающий момент.
\