- •Курсовой проект
- •Оглавление
- •Техническое задание № 009
- •Введение
- •Расчет мощности и выбор двигателя
- •Кинематический и силовой анализ
- •Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
- •Расчет косозубой цилиндрической передачи
- •Проверочный расчет
- •Проектный расчет валов. Подбор подшипников
- •5.1. Входной вал
- •5.2. Выходной вал
- •Расчет элементов корпуса редуктора
- •Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
- •7.1. Входной вал
- •7.2. Выходной вал
- •Проверочный расчет выходного вала Расчет и построение эпюр изгибающих моментов
- •8.2. Расчет коэффициента запаса усталостной прочности
- •9. Проверочный расчет подшипников выходного вала
- •10. Подбор соединительной муфты
- •11. Подбор смазки и уплотнений валов
Расчет мощности и выбор двигателя
Мощность на выходном валу редуктора
Рвых= = =1,99кВт
Расчетная мощность двигателя
Р'дв= = = 2,07кВт
Где η = 0,96 - КПД цилиндрического редуктора
По каталогу К9 (1) выбираем двигатель типа 4АМ90L4У3 c Рдв = 2,2 кВт, диаметр вала двигателя dдв = 24 мм.
Кинематический и силовой анализ
Передаточное отношение редуктора
u= = =3,15
Частоты вращения валов
n1=nдв=1500 об/мин
n2=nвых=476 об/мин
Момент на выходном валу
Т1= = =13,22 Н∙м
Суммарное время работы редуктора
tΣ=L∙365∙ Kгод∙24∙Kсут, час=5∙365∙0,2∙24∙0,3=2628 час
Угловая скорость
ω1=πn1/30=3,14*1500/30=157 рад/сек
ω2=πn2/30=3,14*476/30=49,82 рад/сек
№ |
Частота вращения, n;об/мин |
Угловая скорость, рад/с
|
Мощность P, кВт |
Вращающий момент Т; нм |
Б |
1500 |
157 |
2,2 |
12,95 |
Т |
476 |
49,82 |
1,99 |
40 |
Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Расчетная твердость стали
НВ'=7000 =7000 =214,24
По величине НВ' выбираем сталь 45, термообработанную на твердость улучшение
принимаем НВ = 220
Предел кратной выносливости
НО=2∙НВ+70, МПа=2∙220+70=510 МПа
Базовое число циклов
NНО=30∙НВ2,4=11231753,4
Число циклов нагружения зуба шестерни
N1=60∙tΣ∙n1=60∙525,6∙1500=47304000
Коэффициент долговечности
KНL= = =0,601
Принимает KНL = 1
Допускаемые контактные напряжения
[σ]Н= ∙КHL= ∙1=445,45 МПа
где SH = 1,1 – коэффициент безопасности
Предел изгибной выносливости
σFO=1,8∙НВ=1,8∙210=378 МПа
Базовое число циклов: NFO = 4∙106
Коэффициент долговечности
KFL= = =0,506
Принимает KFL = 1
Допускаемые напряжения изгиба
[σ]F= ∙ КFL= ∙1=216 МПа
где SF = 1,75 – коэффициент безопасности
Расчет косозубой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние
72,40 мм
для прирабатываемых колёс =1, а =0,315 стандартизованное число
Диаметр колеса
=112,83 мм
Ширина зуба
=22,80 мм
Расчетный модуль зацепления
=0,83 мм
Принимаем m = 1 мм
Угол наклона зуба
=8,84
Суммарное число зубьев шестерни и колеса
=143,07
Округляем до целого числа в меньшую сторону =143
Действительная величина угла наклона зубьев
9,06
Число зубьев шестерни
=34,45
Округлить до ближайшего целого числа =31
Число зубьев колеса
109
Определим фактическое передаточное число
=3,20
Отклонение от u
* 100%=1,587%
Фактическое межосевое расстояние
=72,58 мм
Основные геометрические параметры передачи
Параметры |
|
Шестерня |
Колесо |
|
Делительный |
cos9,06=27,8мм |
=1*109*cos9,06=107,6мм |
Диаметр |
Вершин зубьев |
=27,8+2*1=29,8мм |
=107,6+2*1=109,6мм |
|
Впадин зубьев |
=27,8-2,4*1=25,4мм |
=107,6-2,4*1=105,2мм |
Ширина |
венца |
=22,80+3=25,80мм |
b2 =22,80мм |