- •Академия Государственной противопожарной службы мчс России
- •Содержание
- •Исходные данные.
- •1.Расчет зубчатой передачи.
- •Определим допускаемые контактные напряжения.
- •Определим допускаемые напряжения изгиба.
- •1. По табл. 8.8 Учебника находим пределы контактной выносливости и минимальный коэффициент безопасности:
- •Определим максимальные допускаемые напряжения.
- •Рассчитаем геометрические параметры колеса.
- •Выполним проверочный расчет на сопротивление усталости по контактным напряжениям.
- •Выполним проверочный расчет при действии кратковременной перегрузки.
- •Рассчитаем силовые параметры колеса.
- •3. Расчет валов и шпоночных соединений. Рассчитываем вал.
- •4. Выбор подшипников качения.
Академия Государственной противопожарной службы мчс России
Кафедра: пожарной техники
Дисциплина: детали машин
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
ТЕМА: Расчет цилиндрического редуктора
Выполнил: слушатель группы 1205
ст. лейтенант вн. службы
Золотых С.А.
Проверил: старший преподаватель
майор вн. службы
Емельянов Р.А.
Москва 2007
Содержание
1. Исходные данные………………………………………………………3
2.Расчет зубчатой передачи………………………………………………4.
3. Расчет валов и шпоночных соединений………………………………8.
4. Выбор подшипников качения…………………………………………11.
5. Литература…………………………………………………………… 12
Исходные данные.
мощность на ведущем валу редуктора P1 = 14 кВт.;
частота вращения ведущего вала редуктора n1 = 970 мин.;
материал зубчатых колес – сталь 12хнза с термообработкой до твердости HRC 56…60;
тип передачи – прямозубая;
передаточное отношение i = 2,7;
продолжительность работы t = 5000 час.
1.Расчет зубчатой передачи.
Исходя из условий, принимаем режим нагружения II –ой типовой, степень точности – 8 по ГОСТ 1643-81.
Определим допускаемые контактные напряжения.
1. По табл. 8.7 Учебника находим свойства материала сталь 12хнза:
σв = 900 МПа, σт = 700 МПа;
2. По табл. 8.8 Учебника находим пределы контактной выносливости и минимальный коэффициент безопасности:
σНlim = 17HRC+200 = 17*((49+59)/2 )+200 = 1118 МПа;
SHmin = 1,1;
_____________________
3. Коэффициент долговечности находим по формуле ZN = 6√NHG/NHЕ ≥1 но ≤ 2,6 , так как SHmin = 1,1, где:
NHG – базовое число циклов, NHG1 = NHG2 = 30*НВ2,4=30*5402,4 =10,8* 107
H=0,5*(49+59)=54 HRC=540HB см.график(рис 8.40)
NHЕ – эквивалентное число циклов, NHЕ = μН*NK, где коэффициент μН находим по таблице 8.9 Учебника, учитывая режим работы (II) μН1 = μН2 = 0,25, а число циклов перемены напряжений за весь срок службы (циклическая долговечность) находим по формуле NK =60*c*n*t, где n – частота вращения колеса (учитывая n2 = n1/i); с1 = с2 = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса; t – число часов работы передачи за расчетный срок службы.
Подставляя известные значения, получим:
n2 = 970/2,7 = 359 об/мин.;
NK1 =60*1*970*5000 = 291*106 об.;
NK2 =60*1*359*5000 = 108*106 об.;
NHЕ1 = 0,25*291*106 = 73*106;
NHЕ2 = 0,25*108*106 = 27*106;
NHG = 30*НВ2,4=30*5402,4 =10,8* 107 ;
_______________________________________________
ZN1 = 6√10,8*107/73*106 = 1,01, так как 1,01≤ 1, ZN = 1;
_______________________________________________
ZN2 = 6√10,8*107/27*106 = 0,99, так как 0,99 ≤ 1, ZN = 1.
4. Вычислим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле: [σН] = (σНlim/SHmin)*ZN, а так как передача прямозубая, то расчетную величину контактных напряжений получим по формуле [σн] = ([σн]1 + [σн]2)/2 ≤ 1,25*[σн]min , где [σн]min – меньшее из двух.
Подставляя известные значения, получим:
для шестерни [σн]1 = (1118/1,1)*1 = 1016 МПа;
для колеса [σн]2 = (1118/1,1)*1 = 1016 МПа;
расчетная [σн] = (1016+ 1016)/2 = 1016МПа < 1,25*1016МПа.