- •Курсовой проект
- •1. Назначение, описание устройства и работы привода
- •2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
- •3. Расчет передач
- •3.1 Расчет быстроходной цилиндрической прямозубой передачи
- •3.1.1 Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес.
- •3.1.2 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса.
- •3.1.3 Определение допускаемого изгибного напряжения шестерни и колеса.
- •3.1.4 Расчет геометрических параметров передачи.
- •3.1.5 Усилия в зацеплении.
- •3.1.6 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев.
- •3.1.7. Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе
- •3.2 Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи
- •3.2.1 Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес.
- •3.2.2 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса.
- •3.2.3 Определение допускаемого изгибного напряжения шестерни и колеса.
- •3.2.4 Расчет геометрических параметров передачи.
- •3.2.5 Усилия в зацеплении.
- •3.2.6 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев.
- •3.2.7. Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе
- •3.3 Расчет цепной передачи
- •4. Предварительный расчет валов
- •5. Выбор муфт
- •6. Подбор подшипников по долговечности
- •6.1 Определение сил действующих на валы и опоры
- •6.1.1 Расчет тихоходного вала
- •6.1.2 Расчет быстроходного вала
- •6.1.3 Расчет оси
- •8. Расчет валов на выносливость
- •8.1 Проверочный расчет тихоходного вала
- •8.2 Проверочный расчет быстроходного вала
- •9. Расчет элементов корпуса редуктора
- •10. Назначение посадок, выбор квалитетов точности и шероховатостей поверхностей
- •Принимаем следующие посадки деталей:
- •11. Выбор типа смазки для передач и подшипников
- •12. Описание сборки редуктора, регулировки подшипников и зацеплений
- •Литература
6.1.3 Расчет оси
.
6.1.3.1 Опорные реакции:
Проверка:
Изгибающие моменты:
Определяем сечение оси в самой нагруженной точке. Проверочный расчет оси будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален .
, где ─ допускаемое напряжение изгиба.
Диаметр вала в рассчитываемом сечении d = 30 мм, что больше рассчитанного.
6.2 Определение долговечности подшипников
, где - коэффициент надежности,- обобщенный коэффициент совместного влияния качества метала и условий эксплуатации. Для шариковых подшипников. Принимаем.
–ресурс работы редуктора.
–паспортная грузоподъемность.
–частота вращения подвижного кольца (совпадает с частотой вала).
–эквивалентная нагрузка.
6.2.1 Определение долговечности для подшипников вала 1.
Подшипники расположены на валу диаметром d=30мм.
Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники:
, где V – коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1 – внутреннее кольцо, V=1.2 – наружное кольцо; - температурный коэффициент; - коэффициент безопасности.
Таким образом, требование выполняется.
6.2.2 Определение долговечности для подшипников вала 2.
Подшипники расположены на валу диаметром d=40мм.
Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники:
, где V – коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1 – внутреннее кольцо, V=1.2 – наружное кольцо; - температурный коэффициент; - коэффициент безопасности.
Таким образом, требование выполняется.
6.2.3 Определение динамической грузоподъемности для подшипников на оси.
Найдем необходимую паспортную динамическую грузоподъемность:
, где - число зубьев шестерни,- число зубьев колеса.
, где V – коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1 – внутреннее кольцо, V=1.2 – наружное кольцо; - температурный коэффициент; - коэффициент безопасности.
Таким образом, требование выполняется.
7. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений
Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки. Материал шпонки ─ Сталь 45.
7.1 Расчет на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала
, где Т ─ крутящий момент на валу; d ─ диаметр вала;
─рабочая длина шпонки; l ─ полная длина шпонки; h ─ высота шпонки; t1─ глубина паза вала.
=120 МПа ─ допускаемое напряжение смятия.
7.1.1 Расчет шпонки под цепной передачей на тихоходном валу
d=35 мм
h=8 мм
t1=5 мм
l=50 мм
Условие прочности шпонки на смятие выполняется.
7.1.2 Расчет шпонки под цилиндрическим колесом на тихоходном валу
d=45 мм
h=9 мм
t1=5.5 мм
l=50 мм
Условие прочности шпонки на смятие выполняется.
7.1.3 Расчет шлицевого соединения втулки и ведущего вала
= 56 мм
z = 11 – число зубьев
m = 2 – модуль
=25 мм
=21 мм
=2 мм
Условия прочности шлицевого соединения:
и .
, где - удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей;– высота зуба;.
Рассчитываем допускаемое напряжение из расчета на смятие:
, где
- предел текучести материала;
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки;
- коэффициент продольной концентрации нагрузки;
- коэффициент динамической нагрузки;
- коэффициент запаса прочности.
Рассчитываем допускаемое напряжение из расчета на износ:
, где
- допускаемое условное давление при базовом числе циклов и постоянном режиме работы [2, с. 84];
- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности нагружения зубьев;
- коэффициент продольной концентрации нагрузки;
- коэффициент переменности нагрузки [2, с. 84];
- коэффициент, зависящий от числа циклов;
- коэффициент, учитывающий условия смазки;
- коэффициент, учитывающий характер сопряжения ступицы с валом.
Условия прочности шлицевого соединения на смятие и на износ выполняются. Шлицы выполнены по ГОСТ 6033-80.