- •Курсовий проект
- •«Розрахунок одноступінчастого циліндричного редуктора»
- •Література………………………………………………………. Дано:
- •1.Кинематический и силовой расчет передачи
- •1.5. Определение крутящиго момент и частоту вращения
- •2.Выбор материала и определение допускаемых напряжений
- •3.Геометрический расчет передачи
- •4.Проверочный расчет зубьев передачи на прочность
- •5.Конструктивная разработка и расчет валов.
- •5.1. Конструктивная разработка и расчет быстроходного вала.
- •5.1.1. Выбор муфты.
- •5.1.2. Разработка эскиза быстроходного вала.
- •5.1.3. Выбор шпонки и проверочный расчет шпоночного соединения.
- •5.1.4. Определение сил, действующих на быстроходный вал.
- •5.1.5. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
- •5.1.6. Расчет быстроходного вала на сопротивление усталости.
- •5.2. Конструктивная разработка и расчет тихоходного вала.
- •5.2.1. Выбор муфты.
- •5.2.2. Разработка эскиза тихоходного вала.
- •5.2.3. Выбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения.
- •5.2.4. Определение сил, действующих на тихоходный вал.
- •5.2.5. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
- •5.2.6. Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости.
- •6. Подбор и расчет подшипников.
- •6.1. Быстроходный вал.
- •6.2. Тихоходный вал.
- •7. Конструктивная разработка элементов редуктора.
- •7.1 Зубчатое колесо.
- •7.2 Крышки подшипниковых узлов.
- •7.3 Корпус и крышка редуктора
- •8. Выбор смазки редуктора.
1.5. Определение крутящиго момент и частоту вращения
Уточняем крутящий момент и частоту вращения на быстроходном и тихоходном валу в соответствии с принятым электродвигателем.
Быстроходный вал:
; ;.
n1=700 мин-1 ; ;Т1==30,1Н∙м
Тихоходный вал:
; .
n2= = 98,6мин-1
2.Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Для изготовления колес материал принимаем одной марки. Разность твердостей материала обеспечиваем методом термической обработки. Для предотвращения заедания зубчатых колес твердость шестерни должна быть на 30-70 HB выше, чем твердость колеса.
Таблица 2.1
Пример выбора материала
|
Материал |
Термообработка |
Твердость НВ |
sв, МПа |
sт, МПа |
1 |
Для шестерни сталь 45 |
Нормализация |
179..207 |
600 |
320 |
2 |
Для колеса сталь 35 |
Нормализация |
163..192 |
550 |
270 |
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
Для шестерни:
= = 434,5 МПа (2.1)
Для колеса:
= = 361,9 МПа (2.2)
где sH lim bi – базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений [табл. 2.3].
SH – коэффициент безопасности зубчатых колес [табл. 2.3].
KHLi – коэффициент долговечности [рис. 2.1.].
Таблица 2.2
Значения иSН.
Термообработка |
Твердость |
, МПа |
, МПа |
SН |
Нормализация, улучшение |
НВ < 350 |
2НВ+70 |
1.35 HB+100 |
1,1 |
Коэффициент долговечности определяем в зависимости от отношения NHE/NHO.
NHO – базовое число циклов напряжений в зубьях;
NHE – эквивалентное число циклов напряжений.
Для шестерни:
= =98,95 (2.3)
Для колеса:
= = 26,83 (2.4)
Т.к. НВ1 – НВ2 < 100, то за расчетное [sН]Р принимаем меньшее из [sН]1 и [sН]2:
Определяем допускаемое напряжение изгиба:
Для шестерни:
= = 187,7 МПа (2.5)
Для колеса:
= = 160,7 МПа (2.6)
где sFlim bi – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по [табл. 2.3];
KFL – коэффициент долговечности, KFL = 1;
SF – коэффициент безопасности, SF = 1,7 … 2,2.
Для шестерни: =2НВ1ср +70=2 ∙ 204+70=478МПа
Для колеса:
=2НВ2ср+70=2 ∙ 164+70=398МПа
Для шестерни:
Для колеса:
Принимаем
Для шестерни:
=1
Для колеса:
=1
=1,35HB+100=1,35 ∙ 204+100=375,4Мпа
=1,35HB+100=1,35 ∙ 164+100=321,4МПа
Для шестерни: МПа
Для колеса: МПа
3.Геометрический расчет передачи
Принимаем профиль зуба эвольвентный, угол профиля исходного контура a=20°(СТ СЭВ 308-76), коэффициент смещения исходного профиля Х=0.
Определяем межосевое расстояние:
(3.1)
где Ка – обобщенный коэффициент, Ка = 430;
Т2 – крутящий момент на тихоходном валу, Н×м;
КНb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;
yba – коэффициент ширины венца колеса.
Коэффициент КНb определяют по таблице 3.2 в зависимости от НВ и ybd:
(3.2)
КН=1,6
мм
Округляем аw в большую сторону до стандартного по СТ СЭВ 229-75:
аw =200
Определяем рабочую ширину колеса и шестерни:
= 0,4 ∙ 200= 80 мм (3.3)
=80+6=86 мм (3.4)
Полученные значения:
мм
мм
Ориентировочно определяем величину модуля:
=(0,01…0,02) ∙ 200=2…4 мм (3.5)
Окончательно принимаем его значение по СТ СЭВ 310-76, но не менее 1,5 мм.
принимаю m=3 мм
Минимальный угол наклона зубьев для косозубых и шевронных колес соответственно:
(3.6)
Для прямозубых передач минимальный угол наклона не определяется и принимается равным 0. Рекомендуемые пределы угла наклона зубьев для косозубых колес 8 – 18о, для шевронных колес 24 – 42о
β=8,6270
Определяем суммарное число зубьев:
(3.7)
Полученное значение округляем до целого числа .
= 131,3 = 131
Уточняем угол наклона зубьев:
(3.8)
β=10
Находим число зубьев на шестерне и колесе:
Число зубьев на шестерне должно быть не менее 17.
=17 (3.9)
(3.10)
Уточняем фактическое передаточное число:
(3.11)
Отклонение от заданного передаточного числа не должно превышать 3%:
(3.12)
= 2,82%<3%;
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:
(3.12)
d1= = 51,908 мм
мм
Определяем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
(3.13)
мм
мм
Определяем диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:
(3.14)
мм
мм
Проверяем межосевое расстояние передачи:
(3.15)
мм
Определяем окружную скорость:
(3.16)
Выбираем степень точности изготовления передачи 9.