Курсовая работа: Расчет редуктора

Содержание

• Проектные и проверочные расчеты закрытых передач привода
• Энерго-кинематического расчета привода
• I. Выбор параметров передач привода
• Сводная таблица:
• Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи [ф. 3.2]:
• ,
• где «+» для внешнего зацепления, «–» для внутреннего зацепления;
• – вспомогательный коэффициент;
• T4 – вращающий момент на валу колеса (на 4-м валу), Нм;
• U – передаточное отношение;
• – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
• – коэффициент шири­ны зуба;
• – допускаемое контактное напряжение, МПа.
• Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [ф. 3.3]:
• ,
• где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;
• SH – коэффициент запаса прочности;
• ZN – коэффициент долговечности;
• ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхнос­тей зубьев;
• – коэффициент, учитывающий окружную скорость;
• ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;
• ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
• где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t – срок службы передачи, в часах.
• В качестве допускаемого контактного напряжения для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают наименьшее допускаемое контактное напряжение:
• .
• Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:
• =166,82 мм.
• Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения [c. 11]: = 180 мм.
• Ориентировочно определяем значение модуля (мм) [ф. 3.19]:
• По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль [c. 17]:
• m = 2,5 мм.
• Зададимся углом наклона и определим суммарное zC, число зубьев шестерни z3 и колеса z4 [ф. 3.20, ф. 3.21, ф. 3.22]:
• Тогда:
• ; округляем до целого: z3 = 41.
• z4 = zС – z1 = 144 – 41 = 103.
• Действительное передаточное число и его погрешность определяется по формулам [ф. 3.23]:
• Уточняем значение угла по формуле [ф. 3.24]:
• Основные размеры шестерни и колеса:
• Диаметры делительные шестерни и колеса определяются по формуле [ф. 3.25], мм:
• Проверим полученные диаметры по формуле [ф. 3.26]:
• ,
• что совпадает с ранее найденным значением.
• Диаметры вершин зубьев определяются по формуле [ф. 3.27] с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:
• ,
• ;
• диаметры впадин [ф. 3.28], мм:
• ,
• ;
• основные диамет­ры, мм:
• Ширина колеса определяется по формуле [ф. 3.29]:
• Ширина шестерни определяется по формуле [ф. 3.30], мм:
• Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 80 мм.
• Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.31]:
• 2.1 Расчет контактных напряжений
• где = 270 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
• – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, для прямозубых передач 1,75.
• – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
• Допускаемым напряжением определяются по формуле [ф. 5.11]:
• ,
• Коэффициент , учитывающий влияние угла наклона зубьев, для прямозубых колес равен 1.
• ,
• где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения);
• – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возни­кающую в зацеплении до зоны резонанса;
• – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­грузки по длине контактных линий;
• – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
• 4. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
• 5. Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
• <
• Зн. условия выполнены.
• Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи [ф. 3.2]:
• ,
• где «+» для внешнего зацепления, «–» для внутреннего зацепления;
• – вспомогательный коэффициент;
• T3 – вращающий момент на валу колеса (на 3-м валу), Нм;
• U2 – передаточное отношение;
• – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
• – коэффициент ширины зуба;
• – допускаемое контактное напряжение, МПа.
• Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [ф. 3.3]:
• ,
• где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;
• SH – коэффициент запаса прочности;
• ZN – коэффициент долговечности;
• ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;
• – коэффициент, учитывающий окружную скорость;
• ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;
• ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
• где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t – срок службы передачи, в часах.
• В качестве допускаемого контактного напряжения для косозубой передачи при проектировочном расчете принимают условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле: = . При этом должно выполняться условие: < 1,23 , где – меньшее из значений и . В противном случае принимают = .
• = = < 1,23*421,6 = 518,57
• Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:
• Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения [c.11]: = 140 мм.
• Ориентировочно определяем значение модуля (мм) [ф. 3.19]:
• По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль [c. 17]:
• m = 2 мм.
• Зададимся углом наклона и определим суммарное zC, число зубьев шестерни z2 и колеса z3 [ф. 3.20, ф. 3.21, ф. 3.22]:
• Тогда:
• ; округляем до целого: z1 = 33.
• z2 = zС – z1 = 138 – 33 = 105.
• Действительное передаточное число и его погрешность определяется по формулам [ф. 3.23]:
• Уточняем значение угла по формуле [ф. 3.24]:
• Основные размеры шестерни и колеса:
• Диаметры делительные шестерни и колеса определяются по формуле [ф. 3.25], мм:
• Проверим полученные диаметры по формуле [ф. 3.26]:
• ,
• что совпадает с ранее найденным значением.
• Диаметры вершин зубьев определяются по формуле [ф. 3.27] с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:
• ,
• ;
• диаметры впадин [ф. 3.28], мм:
• ,
• ;
• основные диаметры, мм:
• Ширина колеса определяется по формуле [ф. 3.29]:
• Ширина шестерни определяется по формуле [ф. 3.30], мм:
• Полученные значение ширины округляем до нормальных линейных размеров: b1 = 52 мм, b2 = 44 мм.
• Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.31]:
• 2. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
• 2.1. Расчет контактных напряжений
• где = 270 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
• – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, для косозубых передач:
• ; ; .
• – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых передач:
• Допускаемым напряжением определяются по формуле [ф. 5.11]:
• ,
• Коэффициент , учитывающий влияние угла наклона зубьев, для косозубых колес:
• ,
• где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения);
• – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возни­кающую в зацеплении до зоны резонанса;
• – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­грузки по длине контактных линий;
• – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
• 4. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
• 5. Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
• < зн. условие выполнено.
• Подбор и расчет подшипников
• Предварительный выбор подшипников качения
• Определение консольных сил
• Подбор и расчет шпонок
• Проверочный расчет выходного вала
• Условие прочности вала: , где:
• Выбор способа смазки редуктора
• Выбор уплотнений
• Выбор шероховатости поверхностей
• Выбор посадок
• Сборка редуктора