Курсовой проект «Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора»



Download 1,9 Mb.
bet2/4
Sana23.06.2022
Hajmi1,9 Mb.
#696681
TuriКурсовой проект
1   2   3   4

2 Проектный расчет редуктора


2.1 Выбор материалов шестерни и колеса, расчет допускаемых напря-


жений

Поскольку в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристи- ками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ230; для колеса – сталь 45 термообработка улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.


Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле [1, с.

136]:

  H lim b kHL , (2.1)






H
H S 

где
H lim b
– предел контактной выносливости при базовом числе цик-

лов по табл. 3.2 [1, с. 34] для углеродистых сталей с твердостью поверхно-

стей зубьев НВ 350 и термообработкой улучшением
H lim b  2  HB  70 ;

k HL
– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения

больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора,

принимаем
kHL  1;

SH  – коэффициент безопасности, принимаем равный 1,1.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяем по формуле [1, с. 35]:

H   0.45  (H1  H 2 )
(2.2)

где H1  и H 2  - допускаемое контактное напряжение соответственно для шестерни и колеса.

H1
H1
  2 230 70  482 МПа; 1.1
  2 200 70  428 МПа.
1.1

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле 2.2
H   0.45  (482  428)  410 МПа Требуемое условие H   1.23  H 2  выполнено.
Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле [1, с. 43]

F
   Flim b , (2.3)
F S 

где
Flim b  1.8HB
для стали 45 улучшенной
Flim b1  1.8  230  415 МПа;
Flim b1  1.8  200  360 МПа.

SF   1.75
тогда
- коэффициент безопасности;

F1 
415  237 МПа;  
1.75 F2
360  206 МПа.
1.75




    1. Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления



Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле [1, с. 38]



aw  ka  (U  1) 
, (2.4)


где
kH
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ши-

рине зуба, принимаем
kH  1.25, поскольку со стороны клиноременной пе-

редачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомо- го вала и ухудшают контакт зубьев [1, с. 292];



ba
– коэффициент ширины венца, для косозубой передачи принимаем



b
по межосевому расстоянию ba a
 0.4 ;

w
ka  43 – для косозубых колес;

U  Up  5
– передаточное отношение редуктора.




aw  43  (5  1) 
 245.5мм



Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
aw  250 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекоменда-

ции

mn  (0.01...0.02) a  (0.01...0.02)  250  2.5...5



Принимаем по ГОСТ 9563-60
mn  3мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев ла зубьев шестерни и колеса по формуле [1, с. 37]
β = 100
и определим чис-

z 2  aw  cos

n
1 (U  1)  m
2  250  cos100
(5  1)  3
 27


Принимаем
z1  21; тогда
z2  z1  U  27  5  135

Уточненное значение угла наклона зубьев



cos (z1 z2 )  mn
2  aw
(27  135)  3 0.972
2  250



  13030/ Основные размеры шестерни и колеса: делительные диаметры:

d1
mn
cos
 z1
3

0.972
 27  83.3мм;






Проверка:
d2
mn
cos
 z2
3
0.972
135  416.7 мм;

a d1  d2 w 2
83.3  416.7 250 .
2

диаметры вершин зубьев:
da1  d1  2  mn
 83.3  2  3  89.3 мм;

da 2  d2  2  mn  416.7  6  422.7 мм.

ширина колеса:
b2  bd aw  0.4  250  100 мм;

ширина шестерни:
b1  b2  5  100  5  105мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

b1 105


 1.26


d
bd
1
83.3

Окружная скорость колес и степень точности передачи
  1 d1 34.583.3  1.437 м/с
2 103 2 103
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, с. 40]

    1. Расчет конструктивных элементов шестерни и колеса

Шестерню выполняем заодно целое с валом (ее размеры определены



выше
d1  83.3 мм;
da1  89.3 мм;
b1  105мм.)

Колесо кованное:
d2  416.7 мм;
da 2  422.7 мм;
b2  100 мм.

Диаметр ступицы:
dст  1.6 dk2  1.6 100  160 мм, длина ступицы

lст  (1.2...1.5) dk2  (1.2...1.5) 100  120...150 мм, принимаем
l  130 мм.

Толщина обода:
0  12 мм;
0  (2.5...4)  mn  (2.5...4)  3  7.5...12 , принимаем

Толщина диска:
C  0.3 b2  0.3100  30 мм.

3 Проверочный расчет зубчатой передачи редуктора по контактным напряжениям и напряжениям изгиба


Проверка контактных напряжений осуществляется по формуле [1, с.


31]



H
, (3.1)


где kH

  • коэффициент нагрузки, определяем по формуле [1, с. 294]

k H kHkH  kH


k H

  • коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на-

грузки по ширине венца (при
bd  1.26 , твердости НВ 350 и несимметрич-

ном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведущего вала

от натяжения клиноременной передачи
kH  1.25
[1, с. 32]);


k H
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки между зубьями (при [1, с. 39]);
  1.437 м/с и 8-й степени точности
kH  1.08

k H

  • динамический коэффициент ( kH  1.0 при   5

м/с)

Таким образом
kH  1.0 1.251.08  1.35;

T2 – крутящий момент ведомого вала, Н мм;



H
 396.9
МПа
 H .

Условие прочности при контактных напряжениях обеспечивается. Определяем силы, действующие в зацеплении по формуле [1, с. 158]:



Окружная
Ft
2  T1
d1
2  231.6 103
83.3
 5560.6 Н;

tg tg200

Радиальная
Fr  Ft cos  5560.6  cos13030/
 2082.2 Н;


Осевая
Fa  Ft  tg  5560.6  tg13030/
 1334.98 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
[1, с. 41]


F
Ft  kF  YF  Y  kF
b  mn
 F
, (3.2)

kF  1.33
при
bd  1.26 , твердости НВ  350
и несимметричном распо-

ложении зубчатых колес относительно опор;



kF  1.3 [1, с. 43] при
kF  1.331.3  1.73;
ν < 3м/с и 8-й степени точности;

YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквива-

лентного числа зубьев z
[1, с. 42]:

для шестерни:


z1
z1 cos3
27
cos3 13030/

 29 ;




для колеса:
z2
z2


cos3
135
cos3 13030/
YF1  3.85;
 147

YF2  3.6




F

F
Находим отношение [σ ]/ Y



для шестерни
237  61.6 ;
3.85

для колеса


206  57.5 .
3.6

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которых най- денное отношение меньше.

Определяем коэффициент Y
и kF
по формулам [1, с. 46]:

Y  1 



140

, (3.3)


kF
4  (  1)  (n  5) , 4  

При средних значениях коэффициента торцевого перекрытия
 1.5 и

  1. й степени точности

kF  0.92 ;

Y  1 

140

 0.9


F2
5560.6 1.73 3.6 0.9 0.92 95.6 МПа


100  3 F 2

Условие прочности выполнено.


Download 1,9 Mb.

Do'stlaringiz bilan baham:
1   2   3   4




Ma'lumotlar bazasi mualliflik huquqi bilan himoyalangan ©hozir.org 2024
ma'muriyatiga murojaat qiling

kiriting | ro'yxatdan o'tish
    Bosh sahifa
юртда тантана
Боғда битган
Бугун юртда
Эшитганлар жилманглар
Эшитмадим деманглар
битган бодомлар
Yangiariq tumani
qitish marakazi
Raqamli texnologiyalar
ilishida muhokamadan
tasdiqqa tavsiya
tavsiya etilgan
iqtisodiyot kafedrasi
steiermarkischen landesregierung
asarlaringizni yuboring
o'zingizning asarlaringizni
Iltimos faqat
faqat o'zingizning
steierm rkischen
landesregierung fachabteilung
rkischen landesregierung
hamshira loyihasi
loyihasi mavsum
faolyatining oqibatlari
asosiy adabiyotlar
fakulteti ahborot
ahborot havfsizligi
havfsizligi kafedrasi
fanidan bo’yicha
fakulteti iqtisodiyot
boshqaruv fakulteti
chiqarishda boshqaruv
ishlab chiqarishda
iqtisodiyot fakultet
multiservis tarmoqlari
fanidan asosiy
Uzbek fanidan
mavzulari potok
asosidagi multiservis
'aliyyil a'ziym
billahil 'aliyyil
illaa billahil
quvvata illaa
falah' deganida
Kompyuter savodxonligi
bo’yicha mustaqil
'alal falah'
Hayya 'alal
'alas soloh
Hayya 'alas
mavsum boyicha


yuklab olish