- •Курсовая работа
- •Пояснительная записка
- •Аннотация
- •Содержание
- •Введение
- •Кинематический расчёт
- •Выбор материала зубчатых колёс редуктора
- •Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости
- •Геометрический расчет зубчатых колёс редуктора
- •Определение сил, действующих в зацеплении
- •Проверка на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев
- •Предварительный расчет валов
- •Эпюра изгибающих моментов ведущего вала
- •Проверочный расчет ведущего вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Определение реакции опор ведомого вала
- •Расчетная схема ведомого вала
- •Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала
- •Эпюра изгибающих моментов ведомого вала
- •Проверочный расчет ведомого вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •Проверка долговечности подшипников Ведущий вал
- •Ведомый вал
- •Расчёт основных размеров корпуса редуктора
- •17. Заключение
- •Список литературы
Геометрический расчет зубчатых колёс редуктора
Основные геометрические параметры конической передачи
4.1.Углы делительных конусов:
колеса: 6,3 = 71,37º;
шестерни: 90 − 71,37 = 18,63º.
4.2.Внешнее, конусное расстояние:
,Re = = 157,78мм.
4.3.Среднее, конусное расстояние:
,Rm = 157,78 − 0,5 · 45 = 135,28мм.
4.4. Предварительное значение внешнего, окружного модуля:
;= 4,39 мм.
4.5.Средний окружной модуль:
;mnm= = 3,76 мм.
4.6. Внешний, окружной модуль:
;mе= = 4,39 мм.
где = 0угол наклона линии зубьев.
4.7. Внешние делительные диаметры:
;4,39 · 23 = 100,97 мм,
4,39 · 144 = 632,16 мм.
Принимаем значение по ГОСТ 12289–76 300 мм. Передаточное число сохраняется за счет соотношения зубьев шестерни и колеса.
4.8. Внешние диаметры вершин зубьев:
+ 2 · me · cosδ = 100,97 + 2 · 4,39 · cos18,63 = 108,03 мм,
= 300 + 2 · 4,39 · cos71,37 =302,2 мм.
4.9. Средние, делительные диаметры.
;d1 = = 86,48 мм,
d2 = = 257 мм.
4.10. Окружная скорость в зацеплении.
; υ == 4,45 м/с.
При такой скорости, для прямозубых колес, принята 7-я степень точности.
Определение сил, действующих в зацеплении
5.1.Окружная сила:
Ft1 = Ft2 = Ft = = 4085,92≈ 4086Н.
5.2.Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе:
Fа1 = Fr2 = Ft·tgα·sin=4086·0,364·0,32 = 475,93 ≈ 476 Н.
5.3.Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе:
Fr1 = Fa2 = Ft·tgα·соs= 4086 · 0,364·0,94 = 1398,04 ≈ 1398 Н.
Проверка на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев
6.1.Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость.
Расчетное напряжение, из условия обеспечения контактной выносливости зубьев:
, где
– коэффициент нагрузки, при проверке на контактную выносливость:
,
где 1,00 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
1,08 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес;
1,06 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;
1,00 · 1,08 · 1,06 = 1,14.
σН == 426 МПа < 480 МПа.
Недогрузка составляет:
;· 100% = 11,25 %
Фактические контактные напряжения могут превышать допускаемые не более чем на 5÷8 %. Недогрузка по контактным напряжениям не должна превышать 1012 %.
6.2.Проверочный расчёт передачи на изгибную выносливость.
Расчетного напряжения, из условия обеспечения изгибной выносливости зубьев:
, где
- коэффициент нагрузки при проверке на изгибную выносливость.
,
где1,00 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления;
1,04 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
1,16 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;
1,00 · 1,04 · 1,16 = 1,21.
коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев, для прямозубой конической передачи, определяется по формуле:
;=24,47 ≈ 24;
= 142,7 ≈143.
3,91,3,59.
0,85 – коэффициент вида зубьев.
=212МПа < 236 МПа;
=230 МПа < 277 МПа.
Основные параметры проектируемой зубчатой передачи конического редуктора.
Результаты вычислений: | ||
Параметры |
Значения | |
Тип двигателя |
АИР180М6 | |
Мощность двигателя Рном,(кВт) |
18,5 | |
Вращающий момент на ведущем валу Т1 , Н·м |
177 | |
Вращающий момент на ведомом валу Т2 , Н·м |
1069 | |
Частота вращения вала ведущего п1 , мин-1 |
980 | |
Частота вращения вала ведомого п2 , мин-1 |
150 | |
Угловая скорость вала ведущего ω1 , с-1 |
103 | |
Угловая скорость вала ведомого ω2 , с-1 |
16 | |
Фактическое передаточное число иф |
6,26 | |
Внешний окружной модуль me, мм |
4,39 | |
Средний окружной модуль mnm,мм |
3,76 | |
Передача (форма зуба) |
прямозубая | |
Угол наклона линии зуба β |
0º | |
Окружная скорость в зацеплении υ, м/c |
4,45 | |
Степень точности передачи |
7 | |
Параметры |
шестерня [1] |
колесо [2] |
Силы в зацеплении, Н |
|
|
окружная Ft, Н |
4086 |
4086 |
осевая Fa,Н |
476 |
1398 |
радиальная Fr, Н |
1398 |
476 |
Материал |
45 |
45 |
Твёрдость, HB |
269 |
229 |
Число зубьев |
23 |
144 |
Углы дел. конусов |
18º63 ´ |
71º37 ´ |
Конусное расстояние, мм |
Среднее |
Внешнее |
|
135,28 |
157,78 |
Диаметр, мм |
|
|
внешний делительный dе |
101 |
300 |
внешний вершин зубьев dае |
108 |
302 |
средний делительный d |
86 |
257 |
Ширина венца b, мм |
45 |
45 |
Напряжения, МПа |
| |
Допускаемое [σн] |
480 | |
Расчетное σн |
426 | |
Допускаемое [σF] |
277 |
236 |
Расчетное σF |
230 |
212 |