- •1. Выбор электродвигателя
- •1.1. Определение требуемой мощности
- •1.2. Определение номинальной частоты вращения двигателя
- •1.3. Определение силовых и кинематических параметров привода
- •2. Проектировочный расчет закрытой передачи
- •Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
- •Расчёт закрытой цилиндрической передачи
- •Определение сил в зацеплении
- •3. Проверочный расчёт закрытой передачи
- •Проверить пригодность заготовок колёс.
- •Проверить контактные напряжения.
- •Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса.
- •4.Предварительный расчёт и конструирование валов редуктора
- •Р асчёт и конструирование ведущего вала.
- •Р асчет и конструирование ведомого вала.
- •4.3. Предварительный выбор подшипников качения
- •5.Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора
- •5.1 Толщина стенок корпуса:
- •5.2 Фланцевые соединения:
- •6.Эскизная компоновка редуктора
- •7. Подбор подшипников и проверка их на долговечность
- •7.1. Определение реакций в подшипниках быстроходного вала
- •7.2 Определение реакций в подшипниках тихоходного вала
- •8.Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
- •8.1 Ведущий вал
- •8.2 Ведомый вал.
- •9. Уточненный расчёт валов
- •9.1 Ведущий вал
- •9.2 Ведомый вал
- •10. Посадка деталей и сборочных единиц редукторов Подшипник 212
- •Подшипник 212
- •Подшипник 215
- •Подшипник 215
- •Шпонка 16 х 10 х 45 гост 23360 – 78
- •Шпонка 22 х 14 х 70 гост 23360 – 78
- •Шпонка 20 х 12 х 70 гост 23360 – 78
- •Ступица колеса
- •11.Обоснование выбора смазочного материала
- •Подбор муфты
- •Краткая технология сборки редуктора
- •Библиографический список.
2. Проектировочный расчет закрытой передачи
Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс.
Для изготовления шестерни – сталь 40ХН, термообработка – улучшение, закалка ТВЧ:
НRC = 50,5 - твёрдость зубьев шестерни;
= 920 - предел выносливости;
- предел текучести.
[1, с.53, т. 3.2]
Для изготовления колеса – сталь 40ХН, термообработка – улучшение:
НВ = 285 - твёрдость зубьев шестерни;
= 920 - предел выносливости;
- предел текучести.
[1, с.53, т. 3.2]
Определение допустимых контактных напряжений
Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:
(2.1.1)
(2.1.2)
Где , - число циклов перемены напряжений;
= 100 млн [1. т. 3.3 с.55]
= 20 млн [1. т. 3.3 с.55]
, - число циклов перемены напряжений за весь срок службы, (наработка),
(2.2.1)
(2.2.2)
Где - срок службы привода (ресурс), ч;
часов
циклов
циклов
Определить допускаемые контактные напряжения:
(2.3.1)
(2.3.2)
=14*HRC +170 (2.4)
=14*50,5+170=877
=1.8*НВср + 67 (2.5)
=1.8 * 285 + 67 = 585
Определение допустимых напряжений изгиба ,
Определить коэффициент долговечности:
(2.6.1)
(2.6.2)
Где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости.
циклов
циклов
Т.к. принимаем [1. с. 56]
Т.к. принимаем [1. с. 56]
(2.7.1)
(2.7.2)
= 370 [1, с.52, т.3.1]
=1.03 * НВср, [1, с.52, т.3.1] (2.8)
=1.03 * 285 = 293
Таблица 2.1
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачи |
Марка материала |
Dпред |
Терм. обр. |
НRCср |
|
|
|
|
Sпред |
НВср |
мПа |
||||||
Шестерня |
Ст 40ХН |
200 |
У+З ТВЧ |
50, |
920 |
750 |
1079 |
370 |
Колесо |
Ст 40ХН |
125 |
У |
285 |
920 |
750 |
719,5 |
293 |
Расчёт закрытой цилиндрической передачи
Определение межосевого расстояния :
; мм (2.9)
Где - вращающий момент на тихоходном валу редуктора,
- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач = 43 [1. с. 61];
- коэффициент ширины венца колеса. Для шестерни, расположенной симметрично относительно опор = 0.32 [1. с. 61];
U – передаточное число = 5;
- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом = = 719,5 ;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1 [1. с. 61];
мм
Принять аw=180 мм [2. с. 481. т. 19.1]
Определение модуля зацепления.
; мм (2.10)
- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач = 5.8 [1. с. 62];
Делительный диаметр колеса:
; мм (2.11)
мм
Ширина венца колеса:
; мм (1.12)
; мм
Принимаем = 58 мм
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса =293 ;
мм
Принять m = 3 [1. с. 62].
Определение угла наклона зубьев.
(2.13)
Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.
(2.14)
Принять = 118 [1. с. 62]
Уточнить действительную величину угла наклона зубьев.
(2.15)
Определить число зубьев шестерни.
(2.16)
Принять z1 = 20.
Определить число зубьев колеса.
(2.17)
Определить фактическое передаточное число.
(2.18)
Погрешность не должна превышать 4%:
(2.19)
Определить фактическое межосевое расстояние.
; мм (2.20)
мм
Определить фактические основные геометрические параметры передачи.
Делительный диаметр d:
; мм (2.21.1)
; мм (2.21.2)
мм
мм
Диаметр вершин зубьев da:
; мм (2.22.1)
; мм (2.22.2)
мм
мм
Диаметр впадин зубьев df:
; мм (2.23.1)
; мм (2.23.2)
мм
мм
Ширина венца:
; мм (2.24)
; мм (2.25)
- коэффициент ширины венца колеса. Для шестерни, расположенной симметрично относительно опор = 0.32 [1. с. 61];
мм
мм
Принять b2 = 58 [1. с. 326 т. 13.15].