Курсовая работа Детали машин. Трёхосный одноступенчатый цилиндрический редуктор / Записка по Курсовому

Добавил:

Makarov111 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Белорусско-Российский университет

Предмет:

Детали машин и основы конструирования

Файл:

3,14*51, 6*500

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

21.06.2021

Размер:

1.05 Mб

Скачать

☆

1 / 41 2 3 4 > Следующая >>>

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине “Детали машин”

на тему “ ”

Выполнил: студент гр.:

Проверил :

2021

	Содержание
1.Кинематический расчет редуктора ................................................................		3
2.Расчет быстроходной передачи редуктора....................................................		4
3.	Расчет тихоходной передачи редуктора .....................................................	10
4.	Расчет быстроходного вала...........................................................................	14
5.	Расчет промежуточного вала........................................................................	18
6.	Расчет тихоходного вала................................................................................	20
7. Расчет шпоночных соединений ....................................................................		25
8.	Подбор подшипников качения.....................................................................	27
Заключение...........................................................................................................		31
Список использованных источников .............................................................		32

КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Разраб.

Лит.

Лист

Листов

Пров.

Пояснительная

записка

Н. Контр.

гр.

Утв.

1.Кинематический расчет редуктора

Определим частоты вращения валов:

n2 n1 U1

n	n
n	2
	2
3	U
	U	2
		2

500

166, 2

166, 67

67	83, 3

об/мин;

об/мин.

Определим крутящие моменты на валах:

T 955*10	4		N	955*10	4		4	76400
T 955*10	4	*	1	955*10	4	*		76400
1			n				500
			n				500
			1

Н*мм;

T T *U			* *		7640030,98*0,99 222370
2	1	1	1	2

Н*мм;

T	T *U	2	* *		22237020,98*0,99 431486
3	2	2	1	2

Н*мм.

здесь 1=0,98 - к.п.д. закрытой цилиндрической передачи2=0,99 - к.п.д. одной пары подшипников качения

Результаты вычислений занесем в таблицу: Таблица 1

№ вала	n, об/мин	T, Н*мм
1	500	76400
2	166,67	222370
3	83,3	431486

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	3
		3

2.Расчет быстроходной передачи редуктора

2.1 Исходные данные для расчета

Т2= 222370 -крутящий момент на колесе; n1= 500 -обороты ведущего вала;

U=3 - передаточное отношение;

НВ1= 330твердость зубьев материала шестерни; НВ2= 300 - твердость зубьев материала колеса;ва= 0.25- относительная ширина передачи;

z1= 20 -число зубьев шестерни;= 0.25 рад - угол наклона зубьев;

z2=U*z1= 3*20=60 - число зубьев колеса;

z	z
	1

V	cos	3
1

20.9 - эквивалентное число зубьев шестерни;

z	V
	2

	z	2


	cos	3
	cos

83,6 - эквивалентное число зубьев колеса;

У	F
	1

4.08 - коэффициент формы зуба шестерни ( , табл.15, с.20);

У	F2	3.60	- коэффициент формы зуба колеса ( , табл.15, с.20);

КН = 1.17			- коэффициент неравномерности распределения нагрузки при

расчете контактных напряжений ( , рис.5, с.17);

КF = 1.25 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки при расчете изгибных напряжений;

SH1= 1.1 - коэффициент безопасности при расчете допускаемых контактных напряжений для шестерни;

SH2= 1.1 - коэффициент безопасности при расчете допускаемых контактных напряжений для колеса;

ПМ1= 2 - признак материала зубьев шестерни (термообработка – объемная закалка);

ПМ2= 2 - признак материала зубьев колеса (термообработка – объемная закалка);

SF= 2 - коэффициент безопасности при расчете допускаемых изгибных напряжений.

2.2 Проектировочный расчет передачи (на контактную прочность)

Предварительное значение коэффициента нагрузки для расчета по контактным напряжениям:

КН=1,1*КН =1,1*1,17=1,287

Базовое число циклов нагружения зубьев шестерни при расчете на контактную прочность:

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	4
		4

N		30* HB	2,4	2,4	7
N	HO	30* HB		30*330	3,32*10
	HO	1
	1

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни:

N		8
N	HE	60n t 6050010000 3*10
	HE	1
	1

Коэффициент долговечности для шестерни:

K		6	N
	HL		N
	1

		3, 32 *10	7
HO	6	3, 32 *10	0, 692
1	6		0, 692
1
		8
HE		3*10
1

В соответствии с рекомендациями ( 1 , стр.14)

К	HL	1,0
	1

Определим допускаемое контактное напряжение для шестерни:

	1,9НВ 150			* K	HL	1,9330 150 1
		1			HL	1,9330 150 1	706
					1		706
					1
H
1		S				1,1
		S	H			1,1
			1

Твердость рабочих поверхностей зубьев колеса:

НВ2=НВ1- НВ=300

Н*мм2.

Частота вращения колеса:

n	n
n	1
	1
2	U
	U	1
		1

		500
		3
		3

166, 67

об/мин;

Определим базовое число циклов нагружения зубьев колеса при расчете по контактным напряжениям:

N		30 * HB	2,4	30 *	300	2,4	7
	HO	2			300		= 2,64*10
	2

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса:

N HE2 60 * n2 * t 60 *166,67*10000=1*108

Коэффициент долговечности для колеса:

K		6	N
	HL		N
	2

		2, 64 *10	7
HO	6	2, 64 *10	0,8
2	6		0,8
2
		8
HE		1*10
2

Принимаем	K HL	1,0
		2

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	5
		5

150

1,9НВ

* К

1,9*300

*1 655

1,1

В дальнейших расчетах берем меньшее из

Определим межосевое расстояние:

Н*мм2.

	H
	2

				2
		280			K		*T
						H	2
а U 1 *	3		*U	*
	3
		H					ва
		H					ва

			280	2		1* 222370
3			280		*	1* 222370

	1 *	3
		3
			655*3			0, 25

104,94

мм.

Модуль зацепления:

m	2a *cos			2104,90,969	2,54	мм.

n	z	z		20 60
			2
	1

По ГОСТ 9563-80 ( 1 , т.14, с.18) уточним его значение mn= 2,5 мм.

2.3 Геометрические параметры передачи Уточненное межосевое расстояние:

а	m	z	z	2	2, 5* 20 60	103, 2
	n	1		2			мм.
	2 cos				2*0, 969

Ширина колеса:

в	2		ва	* а	0,25*103,2 = 25,8 мм.

Примем в2=26 мм. Ширина шестерни:

в1=в2+5мм= 26+5=31 мм. 2.3.1 Делительные диаметры (мм)

Шестерни:

d1	m * z		2, 5* 20	51, 6	мм
	n	1

	cos		0, 969

Колеса:

КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ

Изм Лист №

Подп Дат

Лис

d2	m * z		2,5*60	154,8	мм
	n	2

	cos		0,969

2.3.2 Диаметры окружностей вершин

Шестерни:

d a1 d1 2mn 51,6+2*2,5= 56,6 мм

Колеса:

d	a		d	2	2m	154,8+2*2,5= 159,8 мм
	a	2		2	n	154,8+2*2,5= 159,8 мм
		2

2.3.3 Диаметры окружностей впадин

Шестерни:

d	f	1	d	1	2,5мм	51,6-2,5*2,5=45,3 мм
	f			1		51,6-2,5*2,5=45,3 мм

Колеса:

d	f	2	d	2	2,5мм	154,8-2,5*2,5=148,5 мм
	f			2		154,8-2,5*2,5=148,5 мм

2.4 Проверочный расчет передачи на контактную прочность Определим скорость в зацеплении:

Уточненное значение коэффициента динамичности нагрузки:

K		1 0,1	V * a2,5		U 0,5 ва	1 0,1	1,35103, 22,5 30,5 *0, 25	1, 01
	HV
			T2	U	1 * KH		222370* 3 1 *1,17

Уточненное значение коэффициента нагрузки:

КН=КН * КНV=1,17*1,01= 1,18

Действительные контактные напряжения в зацеплении:

Н	280	U 1 3	* КН *Т2		280		3 1	3	1,18 222370 727, 37 Н*мм2.

	а *U	в		103, 2*3		26

КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ

Изм Лист № Подп Дат

Лис

Перегрузка:

				727,37 655
Н		Н	*100%	727,37 655	*100% 11, 05%
Н

				655

	Н
	Н

Что вполне допустимо, т.к.

2.5 Проверка зубьев на изгиб

Т.к. термообработка шестерни и колеса одинакова (объемная закалка), то расчет ведем по допускаемым напряжениям на изгиб для шестерни

2.5.1 Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни:

N		8
N	FE	60n t 6050010000 3*10
	FE	1
	1

2.5.2 Коэффициент долговечности для шестерни:

			4*10	6
K		6	4*10		0, 49
K	FL	6	8		0, 49
	1		8
			3*10

В соответствии с рекомендациями ( 1 , стр.15) принимаем

2.5.3 Допускаемое изгибное напряжение для шестерни:

K	FL	1,0
	1

	600 * K	FC		* K	FL	600 * 0,8*1	240

F
F	S					2
1	S					2
1
			F

2.5.4 Определение некоторых коэффициентов

Н*мм2.

Коэффициент динамичности нагрузки для расчета по изгибным напряжениям:

V * a

2,5

0,5

1,35*103, 2

2,5

0,5

*0, 25

1 0,3

ва

0,3

1, 02

1 * K

222370* 3 1 *1, 25

Коэффициент нагрузки:

KF=KF * KFV = 1,25*1,02=1,27

Коэффициент, учитывающий участие в зацеплении косозубой передачи нескольких пар зубьев:

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	8
		8

У				1							1		0, 69
У	Е			1							1	1	0, 69
	Е					1
			3, 2			1		cos		3, 2			*0, 969
		0, 9 1,88	3, 2					cos	0, 9 1,88	3, 2			*0, 969
					z	z					20	60
					z	z	2				20	60
					1		2

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

У	1		1	0, 25	0,897
		2, 443		2, 443

2.5.5 Определим действительное изгибное напряжение в зацеплении:

2К

cos 4, 08*0,897 *0, 69

2*1, 27 * 222370

0,969 141,59

*У

в * m

* z

26* 2,5

*60

Условие прочности на изгиб выполнено

2.5.6 Определение сил и моментов, действующих в зацеплении Окружные силы:

	F		2T		2 * 222370	2837, 02
F				2
F
t	t		d		154,8
1		2	d		154,8
1		2
				2

Радиальные силы:

F	F	F	*	tg	2837, 02*	0, 364	1079, 23

r	r	t		cos		0, 969
1	2		2

Осевые силы:

F	F	F	tg 2837,020, 255 732,62
a	a	t	2
1	2		2

Сосредоточенные моменты от силы									F		, F
Сосредоточенные моменты от силы										a	a	2
									1			2
M		F *	d1		732, 62*	51, 6		18901, 44
M	a	F *			732, 62*			18901, 44
	a	a	2		2
	1	1	2		2
	1	1
M		F *		d2	732, 62*		154,8			56704,31
M	a	F *			732, 62*					56704,31
	a	a	2		2
	2	2	2		2
	2	2

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	9
		9

1 / 41 2 3 4 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке Курсовая работа Детали машин. Трёхосный одноступенчатый цилиндрический редуктор

#
21.06.2021676.84 Кб15Записка по Курсовому.docx
#
21.06.20211.05 Mб10Записка по Курсовому.pdf
#
21.06.2021494.9 Кб12Расчёты ДМ.xlsx