Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
СОДЕРЖАНИЕ
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения./1/
«Детали машин» являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин.
Любая машина состоит из деталей.
Деталь – такая часть машины, которую изготовляют без сборочных операций. Детали могут быть простыми (гайка, шпонка и т.п.) или сложными (коленчатый вал, корпус редуктора, станина станка и т.п.). Детали (частично или полностью) объединяют в узлы.
Узел представляет собой сборочную единицу, состоящую из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение. Сложные узлы могут включать несколько простых узлов (под-узлов); например, редуктор включает подшипники, валы с натяжными колесами и т.п.
Среди большого разнообразия деталей и узлов, выделяют такие, которые применяют почти во всех машинах (болты, валы, муфты, механические передачи и т. п.). Эти детали (узлы) называют деталями общего назначения и изучают в курсе «Детали машин». Все другие детали (поршни, лопатки турбин, гребные винты и т. п.) относятся к деталям специального назначения и изучаются в специальных курсах.
Детали общего назначения применяют в машиностроении в очень больших количествах.
Поэтому любое усовершенствование методов расчета и конструкций этих деталей, позволяющее уменьшить затраты материала, понизить стоимость производства, повысить долговечность, приносит большой экономический эффект.
На развитие современного курса «Детали машин» большое влияние оказывает быстрый прогресс отечественного и зарубежного машиностроения. Этот процесс требует все более широкой стандартизации и унификации деталей общего назначения, а также их изготовления в массовых количествах на специальных заводах. В условиях массового и специализированного производства значения курса «Детали машин» возрастает./2/
Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например, ленточных и цепных конвейеров, индивидуальные, испытательных стендов), использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.
Для выбора электродвигателя определяют его мощность и частоту вращения. Мощность двигателя известна из задания к курсовому проекту, поэтому найдем требуемую частоту вращения вала электродвигателя.
Определим коэффициент полезного действия привода по формуле /1, с.7/:
, (1)
где ηм – КПД муфты соединительной;
ηзуб – КПД зубчатой передачи;
ηпод – КПД подшипников.
По справочной таблице /1, таблица 1.1/ принимаем следующие значения КПД:
Далее определим частоту вращения приводного вала /1, с.6/:
(2)
где – скорость движения цепи, м/c;
Dзв=pзв/sin (180o/zзв) – делительный диаметр тяговой звездочки, мм;
здесь рзв- шаг тяговой звездочки, мм;
zзв- число зубьев тяговой звездочки.
Делительный диаметр тяговой звездочки равен:
Тогда формула (2) примет вид:
.
Далее определим частоту вращения вала электродвигателя /1, с.8/:
(3)
где UТ, UБ – передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней редуктора;
nв – частота вращения приводного вала.
Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для nэ средние значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона /1, таблица 1.2/:
Тогда формула (3) примет вид:
Из [1, табл. 24.9] выбираем электродвигатель 112МА6/950: Р=3 кВт; n=1000 об/мин.
После окончательного выбора частоты вращения двигателя определим общее передаточное число привода:
Определим передаточное число редуктора:
Определим передаточные числа ступеней редуктора, для этого воспользуемся соотношениями, приведенными в справочной таблице /1, таблица 1.3/
После определения передаточных чисел ступеней редуктора находим частоты вращения и вращающие моменты на валах передачи.
Определим частоты вращения валов.
Тогда частота вала колеса тихоходной ступени
об/мин.
Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени двухступенчатого редуктора)
об \мин .
Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени /1, с.9/
об\мин.
Вращающий момент на приводном валу /1, с.9/определим, как
Момент на валу колеса тихоходной степени редуктора
Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени редуктора)
.
Момент на валу шестерни быстроходной ступени
.
Исходные данные:
где L – число лет работы;
Кгод – коэффициент годового использования передачи;
Ксут – коэффициент суточного использования передачи.
Поскольку к проектируемому редуктору не предъявляется особых требований, то в качестве материала для изготовления колес и шестерней примем одну из дешевых марок сталей типа 40Х с термической обработкой (т.о.) по варианту II /1, с. 12/:
Таблица 1 – Данные выбора твердости
|
Твердость |
sТ, МПа |
Размеры, мм |
|||
|
сердцевины НВ |
поверхности |
Dпред |
Sпред |
||
Колесо |
260 |
50 НRC |
750 |
200 |
125 |
|
Шестерня |
285 |
50 НRC |
750 |
125 |
80 |
Допускаемые контактные напряжения [s]Н1 для шестерни и [s]Н2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости /1 ,стр.12/:
.
Для шестерни:
По /1, таблица 2.2/ вычисляем по эмпирической формуле:
.
Минимальное значение коэффициента запаса прочности для шестерни с поверхностным упрочнением SH=1,2.
Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса:
при условии ,
где μH – коэффициент эквивалентности.
Для материалов с поверхностным упрочнением принимаем ZNmax=1,8.
Число NHG циклов, соответствующие перелому кривой усталости,
определяют по средней твердости поверхности зубьев:
;
;
.
Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:
,
где n3 – число входящих в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.
Для длительно работающих быстроходных передач NkNHG и, следовательно, ZN =1 /1,стр.13/
ZR=(0,9…1) принимаем ZR=1 ,
где ZR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.
Zυ=(1…1,15) принимаем Zυ=1,
где Zυ – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.
Для колеса:
По /1, таблица 2.2/ вычисляем по эмпирической формуле:
.
Минимальное значение коэффициента запаса прочности для колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно–закаленных) SH=1,2.
Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса:
при условии ,
Число NHG циклов, соответствующие перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхности зубьев:
;
;
.
Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:
,
где n3 – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.
Для длительно работающих быстроходных передач NkNHG и, следовательно, ZN =1 /1,стр.13/
ZR=(0,9…1) принимаем ZR=1 ,
где ZR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.
принимаем Zv=1,
где Zυ – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.
Допускаемые напряжения изгиба [s]F1 для шестерни и [s]F2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двухстороннего приложения) нагрузки:
.
Для шестерни:
Предел выносливости σFlim при отнулевом цикле напряжений /1, таблица 2.3/ равен
SF=1,7 - минимальное значение запаса прочности.
Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса:
при условии ,
где YNmax=2,5 и q=9 – для улучшенных зубчатых колес.
NFG=23·107 – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.
Nk=23·107 – ресурс передачи.
Для длительно работающих быстроходных передач NkNFG и, следовательно, YN =1 /1,стр.15/
YR=(1,05…1,2) принимаем YR=1,05 ,
где YR=1,2 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями.
YА=0,75 – для закаленных и цементованных сталей,
где YА=1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса).
Для колеса:
Предел выносливости σFlim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирической формуле /1, таблица 2.3/:
.
SF=1,75 - минимальное значение запаса прочности.
Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса:
при условии ,
где YNmax=2,5 и q=9 – для улучшенных зубчатых колес.
NFG=1,89·107 – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.
Для длительно работающих быстроходных передач NkNFG и, следовательно, YN =1 /1,стр.15/
YR=(1,05…1,2) принимаем YR=1,15 ,
где YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости
переходной поверхности между зубьями.
YА=0,65 – для нормальных и улучшенных сталей,
где YА – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса).
Предварительное значение межосевого расстояния аw, мм:
,
где знак «минус» (в скобках) для передач внутреннего зацепления;
T1 =Т2Т=313 Нм– вращающий момент на шестерне;
u – передаточное число.
Коэффициент К в зависимости от поверхности Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса соответственно имеет значение К=9 /1, с. 17/;
.
Окружная скорость υ, м/с вычисляют по формуле:
Степень точности зубчатой передачи nст=9 по /1, таблица 2.5/.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:
,
где знак «минус» (в скобках) для передач внутреннего зацепления;
коэффициент Ка=410 – для косозубых и шевронных колес /1, с. 17/;
=875 МПа - расчетное допускаемое контактное напряжение;
ψba=0,3 – коэффициент ширины /1, с. 17/.
Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:
,
где КНυ=1,01 – коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения по /1, таблица 2.6/.
.
.
Коэффициент К определяют по формуле:
.
при условии
А=0,15 при Н1>350НВ, Н2≤350НВ /1, с. 20/.
.
Тогда
,
,
Вычисленное межосевое расстояние округляем до стандартного значения по /1, таблица 24.1/
;
.
Вычисленный диаметр округляем до стандартного значения /1, таблица 24.1/
Вычисленную ширину колеса округляем до стандартного значения /1, таблица 24.1/
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
Минимальное значения модуля mmin, мм, определяют из условия прочности:
где коэффициент Кт=2,8103 для косозубых передач /1, с. 20/;
[s]F=247.106 Па – допускаемое напряжение изгиба.
Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба рассчитывается по формуле:
где КFυ=1,01 – коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения по /1, таблица 2.9/.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца рассчитывается по формуле:
Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями равен:
Тогда КF равен:
Вычислим минимальное значение модуля:
Полученный модуль округляем до стандартного значения /1, с. 21/ m=3.
2.3.4 Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес
/1, с. 21/.
Суммарное число зубьев
Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа ZS=65 и определяем действительное значение угла:
Число зубьев шестерни
Для косозубых колес z1min=17cos3b =17 cos3(12,8)=15 [1, с. 21].
Число зубьев колеса внешнего зацепления
Отклонение от заданного передаточного числа и=3 составляет 0%, что меньше допускаемому отклонению 4% [1, с. 22].
Делительные диаметры d:
Диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев:
- колеса
Расчетное контактное напряжение
где Zσ=8400 МПа1/2 /1, с. 23/.
Расчетное напряжение больше допускаемого в пределах 5%, поэтому ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.
где Т1 – момент на шестерне, Нм;
где a=20о для стандартного угла /1, с. 23/;
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
где - приведенное число зубьев колеса;
YFs2=3,60 [1, таблица 2.10];
- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче;
Y =0,65 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев /1, с. 24/.
23МПа
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
где приведенное число зубьев шестерни;
YFs1=4,08 /1, таблица 2.10/;
|
Ручной счет |
Расчет на ЭВМ |
Погрешность, % |
|
|
Межосевое расстояние, мм |
100 |
110 |
4,8 |
|
Передаточное число |
3 |
4,3 |
17,8 |
|
Модуль зацепления |
3 |
2,5 |
9 |
|
Ширина венца колеса, мм |
42 |
48 |
6,6 |
|
Угол наклона зубьев |
12,8 |
12,2 |
2,4 |
|
Окружная сила, Н |
3850 |
3853 |
0,04 |
|
Радиальная сила, Н |
1437 |
1435 |
0,07 |
|
Осевая сила, Н |
875 |
835,8 |
2,28 |
|
Число зубьев: шестерни колеса |
16,25 76 |
16 77 |
0,77 0,65 |
|
Делительный диаметр, мм: шестерни колеса |
49,1 150,9 |
40,9 179,07 |
9,1 9,08 |
|
Диаметр вершин, мм: шестерни колеса |
55,1 157 |
47,43 182,57 |
7,5 7,53 |
|
Диаметр впадин, мм: шестерни колеса |
41,6 143,4 |
36,18 171,32 |
7 8,9 |
Таблица 1 – Таблица сравнений.
Расхождения значений передаточного числа при ручном счете и расчете на ЭВМ составили 17,8%. Это связано с тем, что программа ПДМ вела расчет корригированных колес, а ручной счет был рассчитан для некорригированных колес. В связи с этим произошли расхождения в остальных параметрах.
Уточненный расчет тихоходной и быстроходной ступеней выполнен на ЭВМ (приложение А).
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам/1,стр.42/:
Для быстроходного (входного) вала:
По табл. 24.1 принимаем d=20 мм.
где tцил=2 ;
По табл. 24.1 принимаем dП=25 мм.
где r=2 ;
По табл. 24.1 принимаем dБП=30 мм.
Для промежуточного вала:
По табл. 24.1 принимаем dК=25 мм.
где f=1 ;
По табл. 24.1 принимаем dБК=28 мм.
где r=1,5 [1, с. 42];
По табл. 24.1 принимаем dП=20мм.
По табл. 24.1 принимаем dБП=25 мм.
Для тихоходного (выходного) вала:
По табл. 24.1 принимаем d=40 мм.
где tцил=3 ;
По табл. 24.1 принимаем dП=45 мм.
где r=1,5 ;
По табл. 24.1 принимаем dБП=50 мм.
где а – зазор между колесом и корпусом;
L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач.
где bo – расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса.
принимаем bo=36мм
,принимаем с=4мм,
где с – расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме.
Высота редуктора:
Толщина стенки корпуса /1, с. 257/:
Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу примем 12 мм.
Размеры остальных элементов примем исходя из конструктивных соображений.
Ориентировочно принимаем для валов радиальные шарикоподшипники, подбирая их по диаметру посадочных мест.
По /1, табл. 24.10/ назначаем для ведущего вала подшипник легкой серии 205; для промежуточного вала подшипник легкой серии 204; для ведомого вала подшипник легкой серии 209 .
Тихоходный вал (ведомый)
Определим реакции опор тихоходного вала. Расчетная схема представлена на рисунке 1.
Рисунок 1 – Расчетная схема ведомого вала
Из предыдущих расчетов имеем: Fr=1443,9 Н, Ft=3836,5 Н, Fa=926,7 Н, а=0,090м, b=0,070м, с=0,086м, d=0,163м. Силу Fк определим по формуле /1, с. 102/:
Изгиб вала в плоскости YZ вызывается радиальными усилиями Fr и Fк.
Расчетная схема вала для этого случая представлена на рисунке 2. Необходимо определить составляющие реакций подшипников Rx1 и Rx2 в плоскости YZ.
Для их определения составим и решим уравнения равновесия статики:
откуда
откуда
Выполним проверку правильности определения реакций опор. Для этого составим уравнение равновесия статики в виде суммы проекций всех сил на ось 0у:
Таким образом, реакции опор определены верно.
Рисунок 2 – Расчетная схема ведомого вала в плоскости YZ
Изгиб вала в плоскости XZ вызывается радиальными усилиями Ft и Fк.
Расчетная схема вала для этого случая представлена на рисунке 3. Необходимо определить составляющие реакций Ry1 и Ry2 подшипников в плоскости XZ. Для их определения составим и решим уравнения равновесия статики:
откуда
откуда
Выполним проверку правильности определения реакций опор. Для этого составим уравнение равновесия статики в виде суммы проекций всех сил на ось 0x:
Таким образом, реакции опор определены верно.
Рисунок 3– Расчетная схема ведомого вала в плоскости XZ
Суммарные реакции:
Таким образом наиболее нагруженная опора 2, R2=8320 Н.
Исходные данные: Fr=8320 Н – радиальная реакция опоры (расчет произведем по наиболее нагруженной); Fa=836 Н – осевая сила, n=35 – частота вращения кольца, об/мин; d=50 – диаметр посадочных поверхностей вала, мм; L10h=3810– требуемая долговечность подшипника в часах.
Схема установки подшипников – враспор.
Для подшипника легкой серии 210 из /1, табл. 24.10/ находим:
Отношение:
Из /1, табл. 7.1/ выписываем X=0,56, Y=1,69, e=0,23.
Отношение:
Окончательно принимаем X=0,56, Y=1,69.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
Принимаем К=2,41 из /1, табл. 7.4/, КТ=1 /1, с. 109/.
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1 /1, табл. 7.4/, а23=0,7 /1, с. 108/, к=3 имеет вид:
.
Таким образом, подшипник подходит.
Для соединения вала электродвигателя с валом редуктора примем муфту втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424 – 93, поскольку она имеет относительно простую конструкцию, удобство замены упругих элементов и широко распространена в машиностроении.
Принимаем характеристику радиальной жесткости муфты линейной, радиальную силу , вызванную смещением , можно определить по соотношению , где - радиальная жесткость муфты:
=5400, тогда Н
Шпоночные соединения показаны на рисунке 4. Материал шпонок – сталь 40Х улучшенная. Проверяем прочность шпонки по формуле /3, с. 102/:
где Т – передаваемый вращающий момент, Н.мм;
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
h – высота шпонки, мм;
b – ширина шпонки, мм;
l – длина шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
– допускаемое напряжение на смятие, для данной стали =100 Н/мм2, /3, с. 170/.
На валах устанавливаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 /1, табл. 24.29/.
Ведущий вал:
Диаметр 20: .
Таким образом, шпонка подходит.
Промежуточный вал:
диаметр 25мм:
Таким образом, шпонка подходит.
Ведомый вал:
диаметр 50 мм:
Ставим две шпонки под углом 180°, при проверке принимаем, что каждая шпонка передаёт половину нагрузки.
Таким образом, шпонка подходит.
диаметр 40мм:
Ставим две шпонки под углом 180°, при проверке принимаем, что каждая шпонка передаёт половину нагрузки.
Таким образом, шпонка подходит.
Рисунок 4 – Схема шпоночных соединений
Смазка зубчатых зацеплений существенно уменьшает потери на трение, предотвращают повышенный износ и нагрев деталей.
Выбор сорта масла необходимо начать с определения необходимой кинематической вязкости в зависимости от окружной скорости и контактного напряжения по /1, табл. 11.1/. Кинематическая вязкость должна быть примерно равна 50 мм2/с.
По /1, табл. 11.2/ принимаем масло И-Г-А-46 по ГОСТ20799-88.
Уровень масла контролируем круглым маслоуказателем при установке редуктора.
Камеры подшипников заполняем на 2/3 пластичным смазочным материалом по /1, табл. 24.46/ - Литол-24 (по ГОСТ21150-87).
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 ºС;
в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, затем надевают распорные втулки и устанавливают шарикоподшипники, прогретые в масле;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле; окончательную работу проводят для промежуточного вала.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закла дывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закреп ляют крышки винтами.
На конец ведущего вала устанавливают шпонку, для соединения вала с выходным валом электродвигателя, через муфту МУВП.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с про кладкой и жезловой маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими усло виями.
В результате проведенных расчетов спроектирован цилиндрический двухступенчатый редуктор, выполненный по развернутой схеме и предназначенный для крупносерийного производства. Произведен расчет передач, в том числе на ЭВМ.
Кроме того, в ходе выполнения курсового проекта по курсу «Детали Машин» было проделано следующее:
- осуществлен уточненный расчет тихоходного вала (полученные результаты удовлетворяют условиям прочности).
- с учетом возникающих нагрузок при работе редуктора были получены реакции в опорах, по которым в последствии были подобраны подшипники качения.
- произведена подборка и расчет на смятие шпонок (полученные результаты удовлетворяют условиям эксплуатации).
- по результатам расчета передач подобрали марку стали, муфты, размеры корпуса, крышек подшипников, прокладок, а так же стандартные изделия и сборочные единицы.
- разработан сборочный чертеж редуктора, который содержит окончательные решения, дающие полное представление об устройстве изделия, и исходные данные для разработки рабочих чертежей.
Вся проделанная работа оформлена в виде пояснительной записки и графической части (сборочный чертеж редуктора, три рабочих чертежа характерных изделий (деталировка) и чертеж общего вида привода).
Приложение А – Расчет зубчатой передачи
Приложение Б – Проверочный расчет тихоходного вала
СОДЕРЖАНИЕ
|
Задание............................................................................................................... |
3 |
|
|
Введение.............................................................................................................. |
5 |
|
|
1 |
Кинематический расчет..................................................................................... |
6 |
|
1.1 |
Выбор электродвигателя.................................................................................. |
6 |
|
1.2 |
Определение передаточных чисел привода.................................................... |
6 |
|
1.3 |
Определение вращающих моментов на валах привода................................ |
7 |
|
2 |
Расчет зубчатой передачи................................................................................ |
8 |
|
2.1 |
Выбор материала и твердости колес.............................................................. |
8 |
|
2.2 |
Допускаемые напряжения............................................................................... |
8 |
|
2.2.1 |
Допускаемые контактные напряжения........................................................... |
8 |
|
2.2.2 |
Допускаемые напряжения изгиба................................................................... |
10 |
|
2.3 |
Расчет цилиндрической зубчатой передачи.................................................. |
11 |
|
2.3.1 |
Межосевое расстояние..................................................................................... |
11 |
|
2.3.2 |
Предварительные основные размеры колеса................................................. |
12 |
|
2.3.3 |
Модуль передачи.............................................................................................. |
13 |
|
2.3.4 |
Суммарное число зубьев и угол наклона....................................................... |
13 |
|
2.3.5 |
Число зубьев шестерни и колеса.................................................................... |
14 |
|
2.3.6 |
Фактическое передаточное число.................................................................. |
14 |
|
2.3.7 |
Диаметры колес................................................................................................ |
15 |
|
2.3.8 |
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.................................. |
15 |
|
2.3.9 |
Силы в зацеплении........................................................................................... |
16 |
|
2.3.10 |
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба........................................... |
16 |
|
2.3.11 |
Сравнительная таблица расчета вручную и на ЭВМ.................................... |
17 |
|
3 |
Компоновка редуктора и привода ................................................................. |
17 |
|
3.1 |
Предварительный расчет валов....................................................................... |
17 |
|
3.2 |
Конструктивные размеры корпуса редуктора............................................... |
18 |
|
4 |
Подбор подшипников качения........................................................................ |
20 |
|
5 |
Выбор соединительных муфт......................................................................... |
24 |
|
6 |
Проверочный расчет шпоночных соединений.............................................. |
25 |
|
7 |
Выбор смазочного материала.......................................................................... |
27 |
|
8 |
Сборка и обкатка привода............................................................................... |
28 |
|
Заключение....................................................................................................... |
29 |
|
|
Литература........................................................................................................ |
30 |
|
|
Приложение А - Расчет зубчатой передачи.................................................... |
31 |
|
|
Приложение Б – Уточненный расчет тихоходного вала............................... |
32 |
t1
d
t2
h