- •Курсовая работа
- •Пояснительная записка
- •Аннотация
- •Содержание
- •Введение
- •Кинематический расчёт
- •Выбор материала зубчатых колёс редуктора
- •Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости
- •Геометрический расчет зубчатых колёс редуктора
- •Определение сил, действующих в зацеплении
- •Проверка на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев
- •Предварительный расчет валов
- •Эпюра изгибающих моментов ведущего вала
- •Проверочный расчет ведущего вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Определение реакции опор ведомого вала
- •Расчетная схема ведомого вала
- •Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала
- •Эпюра изгибающих моментов ведомого вала
- •Проверочный расчет ведомого вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •Проверка долговечности подшипников Ведущий вал
- •Ведомый вал
- •Расчёт основных размеров корпуса редуктора
- •17. Заключение
- •Список литературы
Ведомый вал
Определение суммарных реакций в подшипниках
== 4373 Н;
== 4276 Н.
Для опор СиDприняты роликовые радиально-упорные подшипники:
С = 96000 Н , е = 0,37, Y = 1,624, схема установки подшипников – враспор.
Осевые составляющие опорных реакций:
0,83 · 0,37 · 4373 = 1343 Н;
0,83 · 0,37 · 4276 = 1313 Н.
Расчетные осевые силы, нагружающие подшипники:
Fa(C ) =Fa= 1343 Н;
Fa(D ) =Fa + Fх= 1398+1343=2741 Н.
= 0,31 <e, значитХ(С)= 1,Y(С)= 0.
2,1 >e, значитХ(D)= 0,4,Y(D)= 1,624.
Приведенные динамические нагрузки на опоры CиD:
( 1,0 · 1 · 4373 + 0 ∙ 1343 ) · 1,3 · 1,0 = 5685 Н,
( 1,0 ∙ 0,4 · 4276 + 1,624 · 2741 ) ∙ 1,3 ∙ 1,0 = 8010 Н.
P=mах{PC;PD}=mах{ 5685 ; 8010 }= 8010 Н.
Расчетный срок службы подшипника:
,Lh=0,65 ∙∙= 51 093 часов > 8 000 часов.
Расчетный срок службы подшипников удовлетворяют заданному значению ресурса работы редуктора.
Расчёт основных размеров корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора:
δ = 0,05 ∙Re + 1 ≥ 8,δ = 0,05 ∙ 158 + 1 = 8,9 мм, принятоδ = 9 мм.
Толщина стенки крышки редуктора:
δ1 = 0,04 ∙Re + 1 ≥ 8,δ1 = 0,04 ∙ 158 + 1 = 7,52 мм, принятоδ1 = 8 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса:
b = 1,5 · δ, b = 1,5 · 9 = 13,5 мм.
Толщина нижнего фланца крышки:
b1 = 1,5·δ1,b1= 1,5 · 8 = 12 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
p = 2,35 ∙ δ, p = 2,35 ∙ 9 = 21 мм.
Толщина рёбер основания корпуса:
m = (0,85...1) ∙ δ, m = 0,9 ∙ 9 = 8,1 мм.
Толщина рёбер крышки:
m1= (0,85...1) ∙δ1,m1= 0,9 ∙ 8 = 7,2 мм.
Диаметр фундаментных болтов:
d1= 0,072 ·Re+ 12,d1= 0,072 · 158+ 12 = 24 мм.
Диаметр болтов у подшипников:
d2= (0,7…0,75) ·d1,d2= 0,7 · 24 = 17 мм.
Диаметр болтов, соединяющие фланцы:
d3= (0,5…0,6) ·d1,d3= 0,5 · 24 = 12 мм.
Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее
А = 1,2 ·δ,А= 1,2 · 9 = 11 мм.
17. Заключение
В данном курсовом проекте произведен кинематический расчёт передачи, выбран материал колес и определены допускаемые контактные и изгибные напряжения.
Определены основные параметры передачи, исходя из критерия контактной выносливости.
Рассчитана геометрия передачи, определена окружная скорость в зацеплении, усилия, действующие в зацеплении.
Определен диаметр валов, ориентировочно намечены установки на валах подшипники качения, выполнена эскизная компоновка выходного вала.
Рассчитан на прочность и выносливость выходной вал редуктора.
Определен ресурс выбранных ранее подшипников. Произведен расчёт на прочность шпоночных соединений с валами.
Начерчен в соответствии с расчетами конический одноступенчатый редуктор на формате А1, на котором вынесены габаритные, присоединительные и сборочные размеры.