- •1. Исходные данные для проектирования и расчёта редуктора в соответствии с заданием на проектирование.
- •3. Определение геометрических параметров зубчатых передач:
- •Фактическая величина угла наклона зуба:
- •Фактическая величина угла наклона зуба:
- •6)Проверочный кинематический и силовой расчет редуктора:
- •Определение зазоров между передачами редуктора и стенками корпуса
- •4. Проверочный расчет зубчатых колес
- •4.1 Тихоходная ступень
- •Проверочный расчет на изгибную выносливость зубьев
- •4.2 Быстроходная ступень
- •Проверочный расчет на изгибную выносливость зубьев
- •5. Проектировочный расчет валов редуктора и предварительный выбор подшипников.
- •6. Подбор шпонок
- •7. Определение параметров корпуса редуктора
- •8. Силы, действующие в зацеплении зубчатых колес.
- •9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.
- •Вертикальная плоскость:
- •Горизонтальная плоскость:
- •10. Расчет входного вала.
- •11. Расчет выходного вала.
- •12. Подбор муфт для входного и выходного валов.
Проверочный расчет на изгибную выносливость зубьев
Напряжение изгиба в опасном сечении на переходной поверхности зуба, МПа:
,
где kF - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость
kF = kFb kFv =1,2
kF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определенный по графику черт. 1 приложения 1;
kFv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Определяется по табл. 4 приложения 1;
YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
: ;
где zv - эквивалентное число зубьев, определяемое по формуле
: ;
Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба, определяется по формуле
Определяем коэффициент Y, учитывающий перекрытие зубьев. Для косозубых передач:
Допускаемое напряжение (предполагается, что работа зубьев односторонняя)
где Flim - предел выносливости зубьев при изгибе. При HRC =45 Flim = 500.
YN - коэффициент долговечности, определяется по формуле
SF - коэффициент запаса прочности, принимаем равным 1,7.
5. Проектировочный расчет валов редуктора и предварительный выбор подшипников.
,
где T - крутящий момент на валу, Н.м;
[ ] = 15…25 МПа – допускаемое напряжение на кручение.
Диаметр под подшипник выходного вала:
Принимаю: подшипник Серия – легкая
Обозначение d D B Грузоподъемность
212 |
60 |
110 |
22 |
52 |
Вал изготовлен заодно с шестерней из стали 40ХН
Диаметр под подшипник промежуточного вала:
Принимаю: подшипник Серия – легкая
Обозначение d D B Грузоподъемность
209 |
45 |
85 |
19 |
33,2 |
Вал изготовлен заодно с шестерней
Диаметр под подшипник входного вала:
Принимаю: подшипник Серия – легкая х = 1,5
Обозначение d D B Грузоподъемность
206 |
30 |
62 |
16 |
19,5 |
10 |
Диаметр выходящего конца первого вала подчиняется требованию:
,
где dдв - диаметр выходящего конца вала электродвигателя.
dдв=0,8∙34=27,2мм < d1=30мм
6. Подбор шпонок
Подбор сечения шпонок производится в зависимости от диаметра вала.
Длина шпонки выбирается из стандартного ряда в зависимости от длины ступицы по соотношению:
lшп = Lст – 5…15 мм.
Выбранная шпонка проверяется на деформацию смятия
,
Для стандартных условий следует принимать [см ] = 90…120 МПа.
Входной вал d1=30мм Шпонка (1шт)
Промежуточный вал =50 мм Шпонка (2шт)
Ведомый вал =70 мм Шпонка 20×12×15
7. Определение параметров корпуса редуктора
Корпусные детали редуктора: нижнюю часть (корпус) и верхнюю часть (крышку) следует предусматривать выполненными методом литья. Материалы деталей – серый чугун марки не ниже СЧ 15.
Толщина стенок корпуса:
,
где TIII - крутящий момент на выходном валу редуктора, Н.м
Принимаем толщину стенок корпуса равной 7 мм