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:

* m* n * z

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

21.06.2021

Размер:

1.05 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 42 3 4 > Следующая >>>

3. Расчет тихоходной передачи редуктора

3.1 Исходные данные для расчета:

Т3= 431486 Н*мм - крутящий момент на колесе; n3= 83,3 об/мин – частота вращения шестерни; U= 2 - передаточное отношение;

НВ1= НВ2= 350 - твердость поверхностей зубьев шестерни и колеса (термообработка - объемная закалка);

ва= 0.35 - относительная ширина передачи; z1= 22 - число зубьев шестерни;

z2=U*z1= 2* 22=44 - число зубьев колеса;

УF1= 4.04 - коэффициент формы зуба шестерни; УF2= 3.63 - коэффициент формы зуба колеса;

КН = 1.15 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки при расчете контактных напряжений ( , рис.5, с.17);

КF =1,22- коэффициент неравномерности распределения нагрузки при расчете изгибных напряжений ( , рис.7, с.21).

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

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

N		30* HB	2,4	2,4	7
N	HO	30* HB		30*350	3,83*10
	HO	1
	1

3.2.2 Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни:

NHE1 60*n1 *t 60*83,3*10000 5*108

3.2.3 Коэффициент долговечности:

KHL 6	NHO	6	3,83*107	0,95
	1
	NHE		8
1			8
			5*10
	1

В соответствии с рекомендациями ( , с.14) принимаем

K	HL	1,0
	1

3.2.4 Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

	1,9* HB 150			* K	HL	1,9350 150 1
		1			HL	1,9350 150 1	741
					1		741
					1
H		S				1,1
1		S				1,1
			H
			1

3.2.5 Твердость рабочих поверхностей зубьев колеса:

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	10
		10

НВ2=НВ1- НВ=350

Поскольку НВ1=НВ2 проектировочный расчет будем вести по Н1

3.3 Проектировочный расчет передачи 3.3.1 Межосевое расстояние:

								2										2
					340						K		*T				340		1* 431486


												H	2
а U 1 *			3	U *					*					2	1 *	3		*		120, 6
			3													3
													ва				741* 2		0, 35
							H						ва
КН=1,1КН =1,11,15=1,265-предварительное значение коэффициента
нагрузки
3.3.2 Модуль зацепления:
	m		2a			2*120, 6				3,54
	m	z	z		2	22 44				3,54
		z	z			22 44
	1

По ГОСТ 9563-80 примем m= 3,5, мм 3.3.3 Уточним межосевое расстояние:

	m z		z	2	3,5* 22 44
а	1			2		119, 2
а		2			2	119, 2
		2			2

3.3.4 Ширина колеса:

в2=а * ва =119,2*0,35=41,7

Ширина шестерни: в1=42 3.3.5 Окружная скорость в зацеплении:

3.3.6 Уточненное значение коэффициента динамичности нагрузки:

V * a

2,5

0,5

0,34*119, 2

2,5

* 2

0,5

*0,35

1 0, 2

ва

0, 2

1 * K

431486* 2 1 *1,15

3.3.7Уточненное значение коэффициента нагрузки:

KH=KH * KHV = 1,15*1=1,15

КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ

Изм Лист №

Подп Дат

Лис

3.3.8 Действительное контактное напряжение:

	340	U 1	3	* K		*T	340	2 1	3
	340	U 1		* K	H	*T	340	2 1
					H	2			1,15 431486 809, 55
Н	U * a			в			119, 2* 2	42	1,15 431486 809, 55
Н

3.3.9 Недогрузка:

				641 809,55
Н		Н	*100%	641 809,55	*100% 26,5
Н		Н
				641
	Н			641
	Н

т.е. условие контактной прочности выполнено. 3.4 Проверка зубьев на изгиб

3.4.1 Определение допускаемых изгибных напряжений:

F lim в * K

* K

600 * 0,8*1

240

F lim в=600 Н/мм2

- базовый предел выносливости материала зубьев при

расчете на изгиб при объемной закалке

КFC=0,8

-коэффициент изменения цикла (передача)

			N				4*10	6
K		9	N	FO		9	4*10
K		9				9

	FL		N				8
			N		F		3*10
					F

КFL=1,0)

0, 66

-коэффициент

долговечности (принимаем

3.4.2 Коэффициент динамичности нагрузки для расчета по изгибным напряжениям:

V * a

2,5

0,5

0,34*119, 2

2,5

* 2

0,5

*0,35

1 0,8

ва

0, 0

1, 01

1 * K

431486* 2 1 *1, 23

3.4.3 Коэффициент нагрузки:

KF=KF * KFV =1,23*1,01= 1,24

3.4.4 Действительные изгибные напряжения:

		У		2KF *T2		4, 08	21, 24 431486	191,15
		У				4, 08	423, 52 44	191,15
	F		F в * z		* m		423, 52 44
			2		2
F < F		=240 Н/мм2, т.е. условие изгибной прочности выполнено.
									Лис
							КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ		Лис
Изм Лист №				Подп Дат			КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ		12
									12

3.5 Диаметры колес 3.5.1 Делительные диаметры шестерни и колеса:

d1=m * z1=3,5*22=79,5

d2=m * z2=3,5*44=158,9

3.5.2 Диаметры окружностей вершин:

d	a
	1

d a2

d 2

79,5+2*3,5=86,5158,9+2*3,5=165,9

3.5.3 Диаметры окружностей впадин:

d	f
	1

d f2

d 2

2,5m

79,5-2,5*3,5= 70,7158,9-2,5*3,5= 150,2

3.6 Силы, действующие в зацеплении 3.6.1 Окружные силы:

	F		2T		2 * 431486	5430
F				2
F
t	t		d		158, 9
1		2	d		158, 9
1		2
				2

3.6.2 Радиальные силы:

F	F	F	tg 54300,364 1976,52
r	r	t	2
1	2		2

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	13
		13

4. Расчет быстроходного вала

4.1 Определим реакции в опорах

* l

516 Н

* l

RII

1450 Н

* l

263 Н

* l

447 Н

4.2 Определим суммарные реакции в опорах

R	в	)	2	(R	г	)	2	(516)	2	(263)	2	585
R	(R	)		(R		)		(516)		(263)		585
I	I			II

Н*мм

	RIIв 2 RIIг	2
RII			1450 2	447 2 1521 Н*мм

4.3 Построим эпюру суммарного изгибающего момента и определим опасное сечение в точке С

Мис= 62850 Н*мм

4.4 Определим приведенный момент в точке С

Мпр Ми2c ( *Т )2 628502 (1* 76400)2 78680 Н*мм

где = 1,0 - поправочный коэффициент (передача реверсивная) Т= 76400 Н*мм - крутящий момент на валу

4.5 Определим допускаемое напряжение на изгиб для симметричного цикла

где


				0,33 *	в	0,33 * 650		2
					в		56,44 Н/мм
		1
		1	и
			и	3,8		3,8
				3,8		3,8
в	650		Н/мм2 – предел прочности материала вала.
в

4.6 Вычисление расчетного диаметра вала в опасном сечении

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	14
		14

d		М	пр			3	78680
	вр	3					0.1 56.44
		0,1		1	и

4.7 Спроектируем вал:

= 24,1 мм.

dш= 36 мм - диаметр вала под шестерней, dп= 35 мм – диаметр вала под подшипником, dвх= 32 мм – диаметр вала на входе.

4.8 Расчет вала на жесткость 4.8.1 Определим угол поворота сечения вала в опорах в вертикальной

плоскости, проинтегрировав уравнение изогнутой оси вала:

в,,

* ( x l

EJy

* х

)

* ( x l

)

* х

в,

EJy

* ( x l

)

* х

EJy

)

-8,61*10

-5

[ ] = 0.01 рад

6 E * J

* l

Rв

* l 2

F * (l

l )2

6, 26 *10 5

[ ] 0.01 рад

2E * Jп

в горизонтальной плоскости, также совершив дважды интегрирование:

EJy г ,,

EJy г ,

EJy	г

R			г	* х М		* ( х l )		0 F				* ( x l )
			I			а1	1			r1			1
	R г		* х 2						Fr * ( x l1 ) 2
		I			М а1 * ( х l1 )			1					EJ 0
			2		М а1 * ( х l1 )						2		EJ 0
			2								2
						* ( x l	3
		г		3	F	* ( x l	)						2
		г		3	r1	1			M		* ( x l		2
R			* х						M	a	* ( x l		)
R		I	* х							a		1			2
		I								1				EJ	2	x EJy
														EJ	0	x EJy	0
															0		0
		6				6						2

* (l

l )3

* l

32 3M

* (l

l ) 2

-3,79*10-5

[ ]=0.01рад.

6 E * J п * l2

КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ

Лис

Изм Лист №

Подп Дат

* l

* (l

) F

* (l

)

2E * J

т.е. условие жесткости выполнено

4.8.2 Определим прогиб вала под шестерней в вертикальной плоскости

3,11*10-5 [ ] = 0.01рад

		в	3
	в	RI	* l1	в
у	ш			I	* l1
у	ш			I	* l1

6 E * J ш

в горизонтальной плоскости

		R	г	* l	3
у		R		* l			* l
у	г		I		1	г	* l	*
	ш	6E * J ш				I	1
		6E * J ш

Суммарный прогиб вала

d	п

d	ш

d п

d ш

		4

-1,06*10-4

-2,28*10-3

у	( у	)	2	( у	)	2	(2, 28)	2	(1, 06)	2	2,51*10	3
у	( у	)		( у	)		(2, 28)		(1, 06)		2,51*10
	в			г

у = 0,01*m =0,01*2,25 = 22,5*10-3

т.е. условие жесткости выполнено

4.8.3 Допускаемый относительный угол закручивания

=1,74*10 –5 рад/мм

Относительный угол закручивания

,	Т	2,37*10-6 [ ’ ] , т.е. условие жесткости выполнено.

	G * J p

Здесь G = 8*104 Н*мм2 - модуль упругости 2-го рода,

J		* d
J	p	32
	p

	4
	п
	п

251200 мм4 полярный момент инерции в сечении под

подшипником

Т= 76400 Н*мм - крутящий момент на валу.

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	16
		16

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	17
		17

5. Расчет промежуточного вала

5.1 Определим реакции в опорах:

		в
	R

	R	в
	R	П
		П
	R	г
	R
	1

Rг

= -420 Н

-550 Н

3180 Н

F '

2 1

3463 Н

5.2 Определим суммарные реакции в опорах:

R		R	г	2		R	в	2		420		2	3180		2	3220
R		R				R				420			3180			3220


					2 Rв				2
R	П	R		г	2 Rв				2		550 2			3463		2 3520
	П			П				П

5.3 Построим эпюру суммарного изгибающего момента, определим опасное сечение и подсчитаем величину приведенного момента:

M		M	2	*T	2	193380	2	1* 222370	2	267800
	пр		и

где Т=

М	и

1- коэффициент приведения для реверсируемых передач, 222370 Н*мм – крутящий момент на промежуточном валу,193380 Н*мм – величина максимального изгибающего момента.

5.4 Определим допускаемые напряжения изгиба при симметричном цикле:

		0,33	в	0,33 * 650	56.44	H		2
		0,33		0,33 * 650

1
	и						мм
		3,8		3.8

5.5 Определим диаметр вала в опасном сечении при совместном действии изгиба и кручения:

			M пр
d	вр	3	M пр				3	267800	36,2
								267800

				1				0.1 56.44
		0,1						0.1 56.44
					и						Лис
					и
										КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ
		№				Подп Дат				КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	18
Изм Лист											18
Изм Лист

Полученное значение увеличим на 10% и округлим до ближайшего большего стандартного.

Спроектируем вал, исходя из следующих особенностей:

Диаметр вала под подшипником должен быть не менее аналогичного диаметра быстроходного вала;

При близких значениях диаметра вала под шестерней тихоходной передачи и диаметра окружностей впадин шестерни шестерня выполняется заодно с валом.

	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	Лис
Изм Лист № Подп Дат	КМиИГ КПДМ 2021.19.00 ПЗ	19
		19

<<< < Предыдущая 12 / 42 3 4 > Следующая >>>

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

#
21.06.2021676.84 Кб12Записка по Курсовому.docx
#
21.06.20211.05 Mб8Записка по Курсовому.pdf
#
21.06.2021494.9 Кб10Расчёты ДМ.xlsx