- •Курсовой проект
- •(Подпись преподавателя в случае защиты)
- •Общие сведения
- •Выбор электродвигателя
- •Передаточное отношение редуктора и распределение его по ступеням
- •Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений
- •Расчёт зубчатых передач
- •Расчёт цилиндрической прямозубой передачи. Тихоходная ступень
- •Расчёт цилиндрической косозубой передачи. Быстроходная ступень
- •Расчёт усилий, действующих в зацеплении
- •Ориентировочный расчёт валов и предварительный выбор подшипников
- •5. Подбор подшипников и расчет валов
- •5.1. Промежуточный вал
- •5.2. Тиходный вал
- •6. Смазка редуктора
- •7. Сборка редуктора
Расчёт цилиндрической косозубой передачи. Быстроходная ступень
Приближенное значение начального диаметра шестерни:
,
мм;
;
Окружная скорость:
м/с
Степень точности зубчатой косозубой цилиндрической передачи при твёрдости материалов колес HB350 и окружной скорости V от 2 до 3,5 м/с равна 9.
Частные коэффициенты нагрузки:
;
,
;
;
;
;
;
;
Уточнённое значение начального диаметра шестерни:
мм
Предварительное значение расчётной ширины зубчатого венца:
мм
В соответствии с ГОСТ 6636–69 мм.
Межосевое расстояние:
мм
В соответствии с ГОСТ 6636–69 мм.
Модуль m, числа зубьев и и угол наклона :
мм
В соответствии с ГОСТ 9563–80 m=1 мм.
Суммарное число зубьев:
;
Число зубьев шестерни:
;
= 21;
— условие выполняется
Окончательное значение угла наклона зубьев и число зубьев колеса :
8. Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения .
;
9. Геометрические размеры зубчатых колес:
мм;
мм;
мм;
мм
10. Проверочный расчет на контактную прочность:
10.1. Уточнение окружной скорости:
;
10.2. Степень точности и коэффициенты , и остались прежними.
10.3. Корректировка частных коэффициентов:
;
,
;
10.4 Удельная расчётная окружная сила:
Н/мм
10.5 Расчётное контактное напряжение:
,
;
;
;
МПа
10.6 Условие прочности на контактную выносливость:
,
— условие прочности на контактную выносливость выполняется.
10.7 Недогрузка по контактной прочности:
11. Ширина колеса и ширина шестерни:
мм;
мм
В соответствии с ГОСТ 6636–69 мм.
12.Проверочный расчет на изгиб:
12.1 Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса :
;
12.2 Частные коэффициенты нагрузки , и :
— степень точности передачи.
12.3 Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб:
Н/мм
12.4 Расчетные напряжения изгиба и :
,
;
,
Расчёт усилий, действующих в зацеплении
Тихоходная ступень:
Окружная сила: Н;
Радиальная сила: Н
Быстроходная ступень:
Окружная сила: Н;
Радиальная сила: Н;
Осевая сила: Н
Ориентировочный расчёт валов и предварительный выбор подшипников
Для промежуточного вала С = 6,6;
Для выходного вала С = 5,9;
;
В соответствии с ГОСТ 6636–69 .
;
В соответствии с ГОСТ 6636–69 .
Входной и промежуточный вал — 304 подшипник, выходной вал — 205 подшипник.
5. Подбор подшипников и расчет валов
5.1. Промежуточный вал
Определяем реакции в опорах
l2 =30,5 мм l1 =77мм l =119,5 мм
XB*l - Ft1*l1 - Ft2*l2 = 0
XB = Ft1*l1 + Ft2*l2/l = 919,57 *77 +322,9 *30,5]/ 119,5=674,94 H
XA*l - Ft1*(l-l1) - Ft2*(l-l2)= 0
XA = Ft1*(l-l1) + Ft2*(l-l2)/l
XA = 919,57 *(119,5-77)+ 322,9 *(119,5-30,5)]/ 119,5=567,5 Н
Делаем проверку:
XB + XA - Ft1 - Ft2 = 0; 676,94+567,5-919,57 -322,9 =0
ZB*l - Fr1*l1+ Fr2*l2 + Fa2*dw2/2 = 0
ZB = Fr1*l1 - Fr2*l2 - Fa2*dw2/2/l
ZB =334,7 *77 -118,98 *30,5- *142,74/2]/ 119,5=154,9 H
ZA*l - Fr1*(l-l1)+ Fr2*(l-l2) - Fa2*dw2/2 = 0
ZA = Fr1*(l-l1) - Fr2*(l-l2) + Fa2*dw2/2/l
ZA=334,7 (119,5-77)- 118,98 *(119,5-30,5)+ *142,74/2]/ 119,5=60,82 H
Проверка:
ZA + ZB - Fr1 + Fr2 = 0; 154,9+60,82-334,7+118,98=0
Определяем суммарные реакции в опорах
RA = ZA2 + XA2 = 60,82 2 +567,52 =570,75 H
RB = ZB2 + XB2 = 154,9 2+674,942 =692,49 H
Определяем значения изгибающих моментов под колесом:
MZ = XA*l2 =567,5*30,5=17,29 Нм
MX = ZA*l2 =60,82*30,5 =1,86 Нм
под шестерней
MZ = XB*(l-l1)= 674,94*(119,5-77)= 28,68 Нм
MX = ZB*(l-l1) =154,9*(119,5-77)= Нм
Суммарный момент
Производим расчет подшипников
Осевая сила Fa = Fa2 = H и действует на опору B. Определяем отношение
Fa/C0 = /5400= 0,0094 По таблице находим е = 0,19
Находим отношение Fa/V*RВ= /1*692,49=0,09<e. В этом случае осевая сила не учитывается. Тогда Х=1,0, У=0,0
РэквВ =RВ*v*KT*КБ =692,49*1*1*1,3 =900 H
Более нагружена опора В, для которой делаем окончательный расчет. Предварительно поставлен подшипник №306, для которого
С = 8730 Н
L = (C/РэквА)3 = (8730/900)3 =215 млн.об.
Определяем долговечность в часах
Lh = 1745*L/w2 = 1745*215 /43,485 =18031 час
Расчет коэффициентов запаса прочности
Коэффициенты запаса прочности рассчитываем по формулам
-1 = 0,43В = 0,43*800 = 344 МПа
-1 = 0,58*-1 = 0,58*344 = 200 МПа
-1,-1 - пределы выносливости при изгибе и кручении
Ψτ=0,1; ετ = 0,715; ϭ = 0,845; Rϭ = 1,8; ; Rτ = 1,7; β = 0,7
Опасное сечение I-I под шестерней,
в котором действует максимальный изгибающий момент
Миз = МZ2 + Mx2 =
Концентратором в этом сечении является шпоночный паз. Материал вал – сталь 45 с пределом прочности В= 800МПа. Пределы выносливости материала:
Диаметр вала в опасном сечении d = 19 мм с учетом шпонки:b=12 t1=3,3
Момент сопротивления изгибу:
Момент сопротивления кручению
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
2,75
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения I
Проверка прочности шпоночных соединений
l=18 мм
;
=9,4
Обе σсм не превышают допустимую = 120МПа, следовательно, в каждом сечении остаётся по одной шпонке