- •1.4. Выбор электродвигателя.
- •2.1.3. Допускаемые напряжения изгиба, мПа.
- •2.2.3. Допускаемые напряжения изгиба, мПа.
- •Тихоходная ступень.
- •4.2.1. Конструкция цилиндрических зубчатых колес.
- •7.3.7. Расчётная долговечность, ч.
- •Выбор и проверочный расчет муфт.
- •Выбор и проверочный расчет упругой муфты с
- •Выбор и проверочный расчет зубчатой передачи.
- •Выбор шпонок и проверочный расчет на прочность.
- •9.1. Ведущий вал.
- •9.2. Промежуточный вал.
- •9.3. Ведомый вал.
- •Второй этап эскизной компоновки редуктора.
- •11. Проверочный расчет валов.
- •11.1 Ведущий вал редуктора.
- •11.1.1 Расчет на статическую прочность.
- •11.1.2 Расчет на сопротивление усталости.
- •11.2 Промежуточный вал редуктора.
- •11.2.1 Расчет на статическую прочность.
- •11.2.2 Расчет на сопротивление усталости.
- •11.3 Ведомый вал.
- •11.3.1 Расчет вала на статическую прочность
- •11.3.2 Расчет на сопротивление усталости :
- •Выбор смазочного материала и способа смазки.
- •Сборка редуктора.
2.2.3. Допускаемые напряжения изгиба, мПа.
где
; [2, с.6]
SF = 1,9 – коэффициент безопасности; [2, с.5]
здесь перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;
службы (наработка);
т.е.
При постоянной нагрузке ;
;
;
При следует принимать
следует принимать ;
следует принимать ;
2.2.4. Межосевое расстояние.
Так как редуктор соосный, то
2.2.5. Модуль зацепления.
мм
Ближайшее стандартное значение [2, с.7]
2.2.6. Рабочая ширина шестерни и колеса.
2.2.7. Число зубьев шестерни и колеса.
Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Фактический угол наклона зубьев:
;
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Фактическое передаточное число:
Расхождение с исходным значением:
- что допустимо.
2.2.8. Основные геометрические размеры колес.
Диаметр делительной окружности:
Проверка условия:
Диаметр окружности выступов:
Диаметр окружности впадин:
;
2.2.9. Окружная скорость колес и степень точности.
здесь
Степень точности n = 8. [2, с.9]
2.2.10. Коэффициент нагрузки.
;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
[2. c.9]
нагрузки по длине зуба;
[2, с.10]
2.2.11. Расчетное контактное напряжение.
здесь К- вспомогательный коэффициент;
К=376 – для косозубых передач;
2.2.12. Расчетное напряжение изгиба.
здесь - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;
– эквивалентное число зубьев шестерни;
;
[2, с.11]
;
здесь
нагрузки между зубьями;
[2, с.11]
нагрузки по длине зуба;
[2, с.10]
;
;
2.2.13. Усилия в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
где
Осевая сила:
Предварительный расчет валов.
При предварительный расчете валы, работающие одновременно на изгиб и кручение рассчитывают на чистое кручение. Действие на вал изгибающего момента учитывают тем, что допускаемое напряжение на кручение принимают заниженным из интервала [τ]кр = 10…25 МПа.
3.1 Ведущий вал редуктора.
Так как вал редуктора посредством муфты соединится с валом электродвигателя, то следует согласовать их диаметры, принимая диаметр выходного конца вала редуктора из интервала
где вала электродвигателя;
Окончательно принимаем
Конструктивно назначаем диаметр вала под уплотнение
диаметр вала под подшипником диаметр буртика
3.2 Промежуточный вал редуктора.
Диаметр вала под колесом при [τ]кр = 15 МПа равен
Окончательно принимаем
Конструктивно назначаем диаметр вала под подшипником
диаметр буртика .
3.3 Ведомый вал редуктора.
Диаметр выходного конца вала редуктора при [τ]кр =25 МПа равен
Окончательно принимаем
Конструктивно назначаем диаметр вала под уплотнение
подшипником под колесом диаметр буртика .
Конструктивные размеры шестерни и колеса.
Быстроходная ступень.
4.1.1.Конструкция цилиндрических зубчатых колес.
Шестерня: заготовка – прокат, выполнено заодно с валом.
Ее параметры:
= 34
mn=2,5 мм
β = 9,56038
4.1.1.2. Колесо: заготовка – поковка (свободная ковка), выполнена насадным.
Его параметры:
= 108
mn=2,5 мм
β = 9,56038
Толщина обода:
Принимаем S2 = 8 мм
Толщина диска:
.
Принимаем
Диаметр ступицы:
Принимаем .
Длина ступицы:
Принимаем
Размеры фасок:
по торцам колес:
,
по торцам ступицы: