
- •Липецкий государственный технический университет
- •Курсовая работа
- •1.Расчет электродвигателя
- •1.1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
- •1.2Кинематический расчет привода
- •1.3Силовой расчет привода
- •2. Последовательность проектного расчета закрытых цилиндрических передач
- •Выбор материала зубчатых колес и вида термической
- •Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса
- •2.3. Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб.
- •Определение предельно допускаемых напряжений
- •Определение межосевого расстояния
- •Проверка значения yba
- •2.11. Определение окружной скорости в зацеплении
- •2.12. Назначение степени точности передачи
- •2.13. Уточнение коэффициента нагрузки
- •2.14. Проверка величины расчетного контактного напряжения
- •2.15.Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках
- •2.16. Проверка зубьев на выносливость при изгибе
- •2.17. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках
- •2.18. Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи
- •5.1. Выбор типа и размеров подшипников качения
- •5.2. Выбор смазки подшипников и зацепления
- •7. Расчет подшипников качения на долговечность Ведущий вал
2.14. Проверка величины расчетного контактного напряжения
[3]
U - передаточное число ступени редуктора, U=iз.п.=4
А - численный коэффициент, А=270 для шевронных передач;
Т2 - вращающий момент на валу колеса;
kН - коэффициент нагрузки;
- ширина зубчатого венца колеса;
- межосевое расстояние.
н=800 МПа;
Допустимое значение составляет:
[]н=2080 МПа;
Посчитанная величина расчетного напряжения находится в пределах (0,8…1,05)[]H.
2.15.Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках
[3]
- расчетное напряжение, полученное ранее
в пункте 2.14.
=β*=1,5
(см.рис.1),
2080
МПа (получено ранее в пункте 2.4.).
Проверка условия:
730МПа<2080МПа;
2.16. Проверка зубьев на выносливость при изгибе
[3]
- предел выносливости на изгиб при
базовом числе циклов нагружения;
YF – коэффициент формы зуба; YF1=3,60;
Y - коэффициент, учитывающий наклон зубьев, для непрямозубых колес Y=1-β/140º=0,7857;
kFl
– коэффициент нагрузки
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями;
=0,9;
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине
зубчатого венца
=1,4
[3];
- коэффициент динамичности нагрузки,
=1,1.
kFl= . . =0,9 .1,4.1,1=1,368;
F=2 .453000 .3,6 .0,7857 .1,368/143,47 ·72 .2,25=152 МПа;
Проверка условия:
152МПа<353МПа;
2.17. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках
Fmax=FTпик/Tном[]Fпр
Fmax=152 .1,2=182,4 МПа;
= 522 МПа;
Проверка условия:
182,4МПа<522МПа;
2.18. Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи
Наименование параметра |
Обозначение и численное значение |
1. Вращающий момент на ведомом валу, Н .м |
Т2=453 |
2. Угловые скорости валов, рад/с
|
1=153 |
2=38,3 |
|
3. Межосевое расстояние, мм |
аw=90 |
4. Модуль, мм: нормальный
|
mn=2,25
|
5. Угол наклона зубьев, град |
=29º51’0’’ |
6. Число зубьев: шестерни колеса |
Z1=14 |
Z2=55 |
|
7. Диаметр делительный, мм: шестерни колеса |
d1=36,5 |
d2=143,5 |
|
8. Диаметр вершин, мм: шестерни колеса |
dа1=41 |
dа2=148 |
|
9. Диаметр впадин, мм: шестерни колеса |
df1=25,876 |
df2=118,125 |
|
10. Ширина зубчатого венца, мм: шестерни колеса |
b1=80 |
b2=72 |
|
11. Силы в зацеплении, Н: окружная радиальная осевая |
F=6461 |
Fr=2720 |
|
Fa=0 |
Рассчитаем силы в зацеплении:
окружная
Ft=6461Н;
радиальная
Fr=2720
Н;
осевая
для шевронных передач;
Основные параметры зубчатой передачи
3. Предварительный расчет валов
3.1.1. Расчет выходного конца вала шестерни
Диаметр выходного конца вала шестерни рассчитывают из условия прочности на кручение при допускаемом напряжении [τ]=20 МПа:
dв1 3(16T1 / [ ])=31,205 мм; [4]
Конец вала соединяется с валом электродвигателя муфтой, поэтому следует проверить полученный результат по условию:
dв1=(0,8…1,2)dэд;
Используя [Леликов] определяем dэд=48 мм.
dв1=(0,75…1,2)dэд=(36…57,6)=36 мм;
3.1.2. Расчет диаметра вала шестерни под подшипник
Определим диаметр вала шестерни под подшипник:
dп1=(1,15…1,4)dв1=(41,4…50,4)мм
Связи с тем, что вал шестерня исполнен из сверхпрочной стали, примем dп1=50мм
3.2.1. Диаметр выходного конца ведомого вала
Диаметр выходного конца вала колеса:
dв2 3(16T2 / [ ])=50,4 мм;
Связи с тем, что вал выполняется из сверхпрочной стали, примем dв2=35мм
3.2.2 Диаметр ведомого вала под подшипник
Определим диаметр ведомого вала под подшипник:
dп2=(1,15…1,4)dв2=(40,25…49)мм;
Связи с тем, что вал выполняется из сверхпрочной стали, примем dп2=35мм
3.2.3 Диаметр ведомого вала под колесо
dk2=50мм
Так как da2/dk2=2,96>2 следовательно зубчатое колесо выполняется отдельно от вала.
Эскизы ведущего и ведомого валов представлены ниже (см.рис.2).
5.Выбор подшипников качения, смазки, схемы установки