- •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 = 202,2 = 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 := 720 = 140 мм.- делительный диаметр .
= 140 + 27 = 154 мм.- диаметр вершин зубьев.
= 140 – 2,57 = 122,5 мм.- диаметр впадин зубьев
.
Для колеса := 308 мм. = 322 мм. = 290,5 мм.
Определим ширину зубчатого венца колеса = 0,2224 = 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 8960,364= 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.
\