![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Содержание курсового проекта
- •Введение
- •Раздел 2 Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода
- •2.1 Определяем кпд всего привода:
- •2.2 Находим требуемую мощность двигателя:
- •2.11 Определение силовых и кинематических параметров привода
- •Раздел 3 Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
- •3.1 Выбираем материал зубчатой передачи:
- •3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [δ]н1 и колеса [δ]н2:
- •3.4 Составляем табличный отчёт:
- •Раздел 4 Расчёт зубчатых передач редукторов
- •4.1 Определяем главный параметр – межосевое расстояние αω, мм:
- •4.2 Определяем модуль зацепления m, мм:
- •Проверочный расчёт
- •4.9 Проверяем межосевое расстояние:
- •4.10 Проверяем пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс:
- •4.11 Проверяем контактное напряжение δн
- •4.12 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни δF1 и колеса δF2, н/мм2:
- •4.15 Составляем табличный ответ:
- •Раздел 5 Расчёт открытых зубчатых передач Проектный расчёт
- •Проверочный расчёт
- •5.19 Составляем табличный ответ:
- •Раздел 6 Нагрузка валов редуктора
- •6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач:
- •6.2 Определение консольных сил:
- •6.3 Силовая схема нагружения валов редуктора
- •Раздел 7
- •7.1 Выбор материала валов.
- •7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение.
- •7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов:
- •7.4 Предварительный выбор подшипников качения:
- •Раздел 8 Расчётная схема валов редуктора Быстроходный вал
- •Тихоходный вал
- •2. Горизонтальная плоскость:
- •3. Строим эпюру крутящих моментов, н∙м:
- •4. Определяем суммарные радиальные реакции, н:
- •5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, н∙м:
- •Расчётная схема быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора
- •Р асчётная схема тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора
- •Раздел 9 Проверочный расчёт подшипников
- •9.1 Проверяем пригодность подшипника 410 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого прямозубого редуктора, работающего с кратковременными перегрузками.
- •Раздел 10 Конструктивная компоновка привода
- •10.1 1 Конструирование зубчатых колес.
- •10.2 Конструирование валов
- •10.3 Конструирование корпуса.
- •10.4 Выбор способа смазки
- •10,8 Смазывание подшипников
- •Раздел 11 Проверочные расчёты
- •11.1 Проверочный расчёт шпонок.
- •11.2 Проверочный расчёт валов.
- •Раздел 12 Технический уровень редуктора
- •12.1 Определение массы редуктора.
- •12.2 Определение критерия технического уровня редуктора.
- •12.3 Составляем табличный ответ:
- •Литература:
Раздел 4 Расчёт зубчатых передач редукторов
Проектный расчёт
4.1 Определяем главный параметр – межосевое расстояние αω, мм:
αω≥Кα∙(u+1)∙(3√Т2∙103/ψα∙u2∙[δ]Н2∙КНβ), где
а) вспомогательный коэффициент – Кα=49,5;
б) коэффициент ширины венца колеса – ψα=0,3;
в) передаточное число редуктора – u=4.5;
г) вращающий момент на тихоходном валу редуктора – Т2=1254.23 Н/м;
д) допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом –[δ]Н=580,9 Н/мм2;
е) коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба – КНβ=1.
Полученное значение межосевого расстояния αω для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.
αω≥49,5∙(4.5+1)∙(3√1254.23∙103/0,3∙4.52∙580,92∙1)=229.5≈230
4.2 Определяем модуль зацепления m, мм:
m ≥ 2∙Кm∙Т2∙103/d2∙b2b∙[δ]F, где
а) вспомогательный коэффициент – Кm=6,8;
б) делительный диаметр колеса d2=2∙αω∙u/(u+1)=2∙230∙4.5/(4.5+1)=376.36 мм
в) ширина венца колеса, мм – b2=ψα∙αω=0,3∙230=69 мм
г) допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом – [δ]F=294Н/мм2;
m ≥ 2∙6,8∙1254.23∙103/376.36∙6.9∙230=2.8
Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: m=3 мм.
4.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
z∑=z1+z2=2∙αω /m=2∙230/3=150.
4.4 Определяем число зубьев шестерни:
z1=z∑/1+u=150/1+4.5=27.
4.5 Определяем число зубьев колеса:
z2=z∑ -z1=150-27=123.
4.6 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение ∆u от заданного u:
uф=z2/z1=123/27=4.5;
∆u=|uф-u|/u∙100% ≤4% ∆u =|4.5-4.5|/4.5∙100%=0%≤4%
4.7 Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:
αω=(z1+z2)∙m/2=(27+123)∙3/2=225.
4.8 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Диаметр |
делительный |
d1=m∙z1 =3∙27=81 |
d2=m∙z2 =3 ∙123=369 |
вершин зубьев |
da1=d1+2∙m=81+2∙3=87 |
da2=d2+2∙m=369+2∙3=375 |
|
впадин зубьев |
df1=d1–2,4∙m=90–2,4∙3=84.6 |
df2=d2–2,4∙m=375–2.4∙3=369,6 |
|
Ширина венца |
b1=b2+4=69+3=72 |
b2=ψα∙αω=0,3∙230=69 |
Проверочный расчёт
4.9 Проверяем межосевое расстояние:
αω=(d1+ d2)/2=(81+369)/2=230.
4.10 Проверяем пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс:
Dзаг≤Dпред; Sзаг≤Sпред.
Диаметр заготовки шестерни Dзаг=da1+6мм=87+6=93 мм. Размер заготовки колеса закрытой передачи Sзаг=b2+4мм=69+4=73 мм. Размер заготовки колеса
открытой передач принимают меньший из двух Сзаг=0.5∙ b2=0.5∙69=34.5
Sзаг=8m=8.3=24
Предельные значения: Dпред=125 и Sпред=80. Неравенство выполняется.
4.11 Проверяем контактное напряжение δн
δн=К∙√Ft∙(uф+1)/d2b2∙Кнα∙Кнβ∙Кнυ ≤[δ]н, где
а) вспомогательный коэффициент К=436;
б) окружная сила в зацеплении Ft=2∙T2∙103/d2=2∙1254.23∙103/369=6797.9 Н;
в) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями Кнα=1 который находим по графику в зависимости от окружной скорости колёс;
г) коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи Кнυ=1,25.
δн=436∙(√[6797.9∙(4+1)/369∙69]∙1∙1∙1,14) =566.8≤580,9.