- •Курсовой проект
- •Содержание:
- •Выбор электродвигателя. Кинематический расчет.
- •Кинематические параметры передачи
- •Двигатель
- •2. Расчет зубчатых передач редуктора
- •3. Предварительный расчет валов редуктора
- •Конструктивная схема
- •4. Уточненный расчет валов
- •5. Проверка долговечности подшипников
- •6. Выбор размеров сечения и длины шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
- •7. Конструктивные размеры
- •8.Выбор сорта масла и системы смазки зацеплений и подшипников
- •Рекомендуемые значения вязкости масел для смазывания зубчатых передач при 50°с
- •Масла, применяемые для смазывания зубчатых передач
- •Список литературы:
3. Предварительный расчет валов редуктора
Проектирование вала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба
Ведущий вал:
Крутящий момент Тдв=39,11 Н*м, крутящий момент на валу I Ti=37.95 Н*м. Можно брать муфту упругую втулочно-пальцевую с крутящим моментом 125 Н*м с расточкой полумуфт под dвв=32vv b вd1=30мм. Примем d1=30мм,dп=35мм
Ведомый вал:
Где - крутящий момент,
–допускаемое напряжение на кручение; для валов из сталей 15...20, принимают значение = 18 МПа
Полученный результат округляем по ряду до ближайшего большего значения
Приводной вал:
Примем стандартное значение
Выбираем подшипники легкой серии с параметрами
Условное обозначение |
D |
D |
B |
Грузоподъемность, кН | |
Динамическая С |
Статическая | ||||
208 |
40 |
80 |
18 |
32 |
17,8 |
207 |
35 |
72 |
17 |
19,7 |
13,6 |
Конструктивная схема
4. Уточненный расчет валов
Из предыдущих расчетов имеем
из первого этапа компоновки
Рассчитаем радиальную силу:
Реакции опор: В плоскости х;
By=Fr-Dy=627.9-313.95=313.95 H
Примем. что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥[s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал
Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е сталь 40Х, термическая обработка – улучшение.
При диаметре заготовки до 90 мм среднее значение =850 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
5. Проверка долговечности подшипников
Долговечность рассчитывается в часах, определяется по динамической грузоподъемности С и величине эквивалентной нагрузки.
Суммарные реакции
Эквивалентная нагрузка на подшипники
Pэк=Fr*V*KϬ*Kт (20)
где Fr-радиальная нагрузка на подшипник, Н
V-коэффициент вращения колец подшипника, при вращении внутреннего кольца V=1
KϬ-коэффициент безопасности, Для редукторов всех конструкций равен 1,3...1,5, примем 1,4.
Kт-коэффициент температурный. При рабочей температуре подшипников t=100...125ос, Кт=1,05
Рэк=1749,1*1*1,4*1,05=2571,2Н
Расчетная долговечность подшипника в часах
Т.к. Lh= 33820,4 часов > Lh min=20000 часов, то выбранные подшипники пригодны.
Ведущий вал: материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е сталь 45, термическая обработка – улучшение.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Выбираем коэффициенты:
Осевой момент сопротивления
Амплитуда нормальных напряжений
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения 2
В сечении выполняется условие .