Машиностроение \ Детали машин

Расчет и конструирование редуктора (Выходная мощность - 6,6 кВт, число оборотов выходного вала - 10 об/мин), страница 3

По размеру хвостовика вала двигателя принимаем длину ступицы шкива l=80 мм.

Для снижения массы шкивов и удобства транспортировки в дисках выполним 4 отверстия диаметром dотв=14 мм (). Диаметр окружности, на которой выполняем отверстия принимаем равным dокр=95 мм ().

Для передачи вращающего момента от шкива на ведущий вал редуктора предусматриваем шпоночное соединение. Поскольку диаметр вала d1=38 мм, то принимаем шпонку сечением  при стандартной глубине паза ступицы 3,3 мм (общая глубина паза ступицы проектируемого шкива 41,3 мм).

Для исключения концентрации напряжений между ступицей шкива и диском шкива предусматриваем скругление радиусом R=10 мм.

Для более легкого захода вала редуктора в шкив предусматриваем фаски глубиной 1 мм.

На наиболее важные размеры шкива (диаметр вала и шпоночный паз) назначаем посадки (Н7 – для диаметра вала, Js7 – для шпоночного паза) и отклонения размеров (+0,2 мм для глубины паза ступицы).

На отдельные поверхности шкива назначаем шероховатость: на диаметр отверстия ступицы 1,6 мкм; на торцы шкива 3,2 мкм; на рабочие поверхности канавок шкива 2,5 мкм; на боковые (рабочие) поверхности шпоночного паза 1,6 мкм; на нерабочую поверхность шпоночного паза 3,2 мкм; неуказанная шероховатость 25 мкм.

4.  Расчет зубчатых передач редуктора

4.1.  Расчетные параметры передачи сводим в таблицу.

№

P,

кВт

n,

об/мин

T,

Н×м

I

7,5

970

75,4

II

7,125

250

272,2

III

6,84

54

1210

IV

6,63

10

6332

4.2.  Назначаем для  всех зубчатых колес материал Сталь 40Х, термообработка – улучшение+закалка ТВЧ.

Примем максимальный диаметр шестерни – 125 мм, максимальную толщину обода колеса – 80 мм.

Тогда по табл.2.2 [1, стр.9] для всех зубчатых колес назначаем ; ;

4.3.  Число циклов перемены напряжений

Суммарное число циклов перемены напряжений для любого зубчатого колеса определяется из выражения: 

Тогда

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

- при расчете на контактную выносливость

где KHE=0,5 – коэффициент приведения нагрузки для тяжелого режима работы (см.талб.2.4) [1, стр.12];

Тогда

- при расчете на изгибную выносливость

где KFE=0,2 – коэффициент приведения нагрузки для тяжелого режима работы (см.талб.2.4) [1, стр.12];

Тогда

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость находим по рис.2.1. [1, стр.12]

Так как во всех случаях , то окончательно

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость принимают  независимо от твердости материала зубчатых колес.

4.4.  Допускаемые напряжения для расчета передачи

Примем передачу нереверсивную.

Допускаемые напряжения определяем по табл.2.5 [1, стр.13]

- допускаемые напряжения на контактную выносливость

где       ;

 (см.табл.2.6) [1, стр.15].

Для быстроходной ступени

Для тихоходной ступени

-  допускаемые напряжения на изгибную выносливость

где       ;

 (см.табл.2.6) [1, стр.15].

4.5.  Находим окружную скорость колес

, где        – определяем по табл. 2.13 [1, стр.20];

 – определяем по табл. 2.9 [1, стр.18].

Для обоих ступеней назначаем 8-ю степень точности [1, стр.20]

5.  Расчет быстроходной ступени

5.1.  Определение предварительного значения диаметра внешней делительной окружности

5.1.1.  Для колеса

, где        - коэффициент ширины зубчатых колес [1, стр.36];

 - коэффициент нагрузки [1, стр. 37];

 - для конических колес с прямыми зубьями [1, стр.36].

Тогда

Округляем полученное значение до

5.1.2.  Для шестерни

5.2.  Определяем предварительное значение числа зубьев шестерни по рис. 5.3. [1, стр.38]  и уточняем по табл.5.4 [1, стр.39]

5.3.  Число зубьев колеса . Принимаем z4=74

5.4.  Окончательное значение передаточного числа

Расхождение с исходным:

Скачать файл