Курсовые работы по деталям машин / 8 / Записка / Расчет Зуб. пер.,рем.,валов(приблиз. и уточненный),проверка подшипников
.doc2. Расчет зубчатых колес редуктора
2.1 Выбор материала
Шестерня - сталь 45, твёрдость (HB)=250,
термообработка - улучшение.
Зубчатое колесо - сталь 45, твёрдость (HB)=250,
термообработка - улучшение.
Допускаемые контактные напряжения
-
предел контактной выносливости при
базовом числе циклов
КHL-коэффициент долговечности в зависимости числа от числа циклов нагружения. КHL=1
[n]-коэффициент безопасности [n]=1,1;
Шестерня:
Колесо:
Вращающий момент на валу шестерни:
;
;
2.2 Определение размеров редуктора
Межосевое расстояние:
Расчёт ведут по наименьшей допускаемой нагрузке
=
-
момент на ведомом колесе
=
49,5 - числовой коэффициент
KHβ= 1,03- коэффициент концентрации нагрузки
=
0,4 - коэффициент ширины колеса
Округляем по стандарту в меньшую сторону: аω=170 мм
т. к. необходимо получить компактный редуктор.
Определяем ширину венца зубчатого колеса:
b2 = ψba *·aω= 0,4*170 =68 мм
Определяем ширину венца шестерни:
b1 = b2+(2÷5)=68+4=72 мм
Нормальный модуль зацепления:
mn=(0,01÷0,02)* аω=(1,7÷3,4) мм
Выбираем по стандарту mn=2;
β=0;
Число зубьев шестерни:
Принимаем z1=22;
Принимаем z2=148;
Основные размеры шестерни и колеса.
Диаметры делительные:
Проверка межосевого расстояния:
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Диаметр окружности впадин:
h2=1,25*mn=1,25*2=2,5мм
Окружная скорость колёс и степень точности передачи:
Выбираем 8 степень точности
Коэффициент нагрузки:
КHβ= 1,03 - коэффициент, учитывающий расположение колёс относительно опор
КHα=0.91
КHυ=1
KH=0,93
Проверка контактных напряжений:
2.3 Силы, действующие в зацеплении
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Где:
- коэффициент
нагрузки.
-
коэффициент концентрации нагрузки,
учитывает неравномерность распределения
нагрузки по длине зубьев.
- коэффициент
динамичности.
- учитывает
неравномерность распределения нагрузки
между зубьями.
-
коэффициент прочности зуба по местным
напряжениям.
KFβ=1,221
KFυ=1,1
KFα=0,91
KF=1.221
=
допускаемые напряжения:
-1,8HB
– предел
выносливости при нулевом цикле изгиба.
Шестерня
МПа
МПа
Колесо
МПа
МПа
Находим отношение
Шестерня
Колесо
Расчёт ведут по
наименьшему значению
113,29
МПа
= 409 МПа 
Принимаем b=b2=68мм
Удовлетворяет прочности зубьев колёс на изгиб.
Расчёт валов
Предварительный расчет
Производят расчет по пониженным напряжениям изгиба :
;
Быстроходный вал
Принимаем
;
Выбираем диаметр
быстроходного вала:
=30
мм
Подбираем диаметр вала под подшипник: dП = 35 мм
Шестерня выполнена заодно с валом.
Учитываем влияние изгиба вала от натяжения ремня.
Тихоходный вал
Принимаем
Выбираем диаметр
вала:
=55
мм
Подбираем диаметр вала под подшипник: dП = 60 мм
Диаметр вала под зубчатым колесом :
мм
мм
Принимаем
=75
мм
Проверка долговечности подшипников
Fокр=3418 Н l1= l2=57 мм l3=87мм
Fрад=1244 Н γ=9°
Fо=0 Н d1=44 мм d2=296 мм
Q=1477,5 Н – нагрузка на ремень.
Быстроходный вал
Горизонтальная плоскость
М1=0 ;
МА=
;
М2=
;
МВ=0 ;
Вертикальная плоскость
М1=0 ; МВ=0 ;
;
;
Суммарные реакции:
Опора 1
Опора 2
Намеченные радиальные шариковые подшипники проверяем по наиболее нагруженной опоре.
Подшипник 307
d=35 мм C=33,2 кН
D=80 мм Co=18 кН
B=21 мм
Эквивалентная нагрузка
=1,3
- коэффициент
безопасности
V=1,2;
Кт=1-температурный коэффициент
Х=0,6 -коэффициент радиальной нагрузки
Расчётная долговечность в миллионах оборотах:
Расчётная долговечность в часах:
n=362 об/мин -частота вращения ведущего вала
Такая долговечность хоть и меньше желаемой, но она больше минимальной допустимой.В процессе эксплуатации придется один раз сменить подшипники на ведущем валу.Удовлетворяет условию прочности.
Тихоходный вал
Fокр=3418 Н l2=57 мм
Fрад=1244 Н
Fо=0 Н d2=296 мм
Горизонтальная плоскость
;
М1=0
Мс=
М2=0
Вертикальная плоскость
;
;
М3=0 ;
;
М4=0;
Суммарные реакции.
Опора 1:
Опора 2:
Проверку выполняем для первой опоры.Намеченные радиальные шариковые подшипники проверяем по нагруженной опоре.
Подшипник 312
d=60 мм
D=130 мм
B=31мм
C=81,9кН
Co=48кН
Эквивалентная нагрузка
=1,3 - коэффициент безопасности
V=1,2;
Кт=1-температурный коэффициент
Х=0,6 -коэффициент радиальной нагрузки
Расчётная долговечность в миллионах оборотах:
Расчётная долговечность в часах:
n=54об/мин -частота вращения ведомого вала
Удовлетворяет условию прочности.
Уточнённый расчёт валов
Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему (или отнулевому).
При уточнённом
расчёте определяют действительный
коэффициент запаса прочности “n”
в опасных сечениях и сравнивают с
допускаемым, т.е.
-условие
прочности.
Быстроходный вал
Материал-Сталь 45.
Термообработка-улучшение;
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Проверяем сечение на ведущем валу под шкивом, где действует только крутящий момент.
Здесь возникают только касательные напряжения.
b*h;t1;размеры шпонки ведущего вала.
ТБ-момент
на ведущем валу редуктора =
75,22*10
Н*мм
b=10 мм
h=8 мм
t1=5 мм
(1)
(2)
Коэффициент запаса
прочности:
=0,78
=7,87
МПа
=1,8
=0,05
=1,5
=7,87
МПа
; 12,32 ≥ 10;
Удовлетворяет условию прочности.
Тихоходный вал
Материал - Сталь 45.
Термообработка-улучшение
Предел выносливости:
Рассчитываем сечение под колесом.
ТТ -момент на ведомом валу. ТТ=477,5 Н* мм
Из эпюр изгибающих моментов:
Суммарный изгибающий момент:
Момент сопротивления кручению :
Где:
t1=5,5
мм
b=10 мм h=9 мм
Момент сопротивления изгибу:
Амплитуда и среднее напряжение цикла:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Среднее напряжение
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:
=0
т.к.
=0
=0,68
=1,5
=8,4
МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
=5,5
МПа
=0,68 =0,05
=1,5 =5,5 МПа
Общий коэффициент запаса прочности :
=(5÷10)
; 13,22 ≥ 10;
Удовлетворяет условию прочности.