Расчет зубчатых пар редуктора - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Расчет зубчатых пар редуктора

Расчет зубчатых пар редуктора на контактную выносливость и на выносливость по напряжениям изгиба. Расчет параметров цилиндрических зубчатых пар редуктора и проверка принятых размеров на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Курсовой проект по деталям машин является самостоятельной конструкторской работой студента. В ходе его выполнения закрепляются знания по курсу « Детали машин и основы конструирования», « Метрология , стандартизация и сертификация», « Теоретическая механика» и другие. Приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.
Объектом проектирования является механический привод общего назначения. При конструировании привода применяются распространенные передачи.
1. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ ПРИВОДА. РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА
Выбираем предварительно электродвигатель, ориентируясь на заданную мощность на выходном валу привода
Назначаем ориентировочное значение общего к.п.д. привода [Лекции]
Определяем ориентировочное значение необходимой мощности электродвигателя [Лекции]
где - необходимая мощность электродвигателя, кВт;
Р в - мощность на выходном валу привода, кВт. (задана)
Выбираем электродвигатель ориентируясь на значение мощности и заданную синхронную частоту вращения вала двигателя n д [Дунаев, с. 377, табл. 24.8]
Принимаем электродвигатель марки ГОСТ 19523-81, у которого Р д = 1,1 кВт, n д =920 мин -1 .
Определяем угловую скорость вала выбранного электродвигателя [Лекции]
где д - угловая скорость вала выбранного электродвигателя, рад/с.
Определяем общее передаточное число привода [Лекции]
где в - угловая скорость выходного вала привода, рад/с. (задана)
Проводим разбивку общего передаточного числа привода по ступеням редуктора и разрабатываем кинематическую схему привода
Определяем передаточное число остальных ступеней привода
где U р - передаточное число редуктора.
Так как передаточное число остальных ступеней привода меньше 4 и выходной вал привода, расположен горизонтально, то в качестве остальных ступеней привода принимаем ременную (цепную) передачу с передаточным числом:
U р.п. (U ц.п. ) = U ост. ст. пр = 2
Разрабатываем кинематическую схему привода
1 - к.п.д. передачи, 1 =0,94-0,96 [Д, с. 4, табл. 1.1].
2 - к.п.д. передачи, 2 = 0,95-0,97 [Д, с. 4, табл. 1.1].
n - количество пар подшипников, n = 2
Определяем необходимую мощность электродвигателя
Так как необходимая мощность меньше номинальной мощности электродвигателя, поэтому принимаем выбранный электродвигатель.
Определяем угловые скорости валов привода
Определяем крутящие моменты, передаваемые валами привода
где Т дв - крутящий момент на валу двигателя, Н•м,
Выполняем график нагрузки в течение смены
Размещено на http://www.allbest.ru/
t - продолжительность одной смены, t = 8 часов.
2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ РЕДУКТОРА на контактную выносливость и на выносливость по напряжениям изгиба
Определяем допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса зубчатой пары редуктора
Выбираем для изготовления шестерни и колеса зубчатой пары редуктора сталь с термообработкой и назначаем твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса зубчатой пары редуктора Кудрявцев, с. 30, табл. 2.2
Определяем средние твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса зубчатой пары редуктора Лекции
где - средняя твердость рабочих поверхностей зубьев;
НВ max - максимальная твердость рабочих поверхностей зубьев;
НВ min - минимальная твердость рабочих поверхностей зубьев.
Определяем предел длительной контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса зубчатой пары редуктора Кудрявцев, с. 38, табл. 2.5
Определяем предел выносливости на изгиб для материала шестерни и колеса зубчатой пары редуктора Кудрявцев, с. 43, табл. 2.6
Выбираем коэффициент безопасности при расчете по контактным напряжениям Кудрявцев, с. 38, табл. 2.5
S H = 1,1 - для шестерни и колеса зубчатой пары редуктора
Выбираем коэффициент безопасности при расчете по напряжениям изгиба Кудрявцев, с. 43, табл. 2.6.
S F = 1,65 - для шестерни и колеса зубчатой пары редуктора
Выбираем значение коэффициента, учитывающего шероховатость рабочих поверхностей зубьев Кудрявцев, с. 38
Z R = 1 - для шестерни и колеса зубчатой пары редуктора
Выбираем значение коэффициента, учитывающего влияние скорости в зацеплении зубчатой пары редуктора Кудрявцев, с. 39, рис. 2.19
Принимаем Z V = - для шестерни и колеса зубчатой пары редуктора
Выбираем значение коэффициента, учитывающего реверсивность передачи Лекции
К С = 1 для нереверсивной передачи;
К С = 0,8 для реверсивной передачи.
Принимаем К С = для шестерни и колеса зубчатой пары редуктора.
Выбираем базу контактных напряжений для материалов шестерни и колеса зубчатой пары редуктора Чернавский, с. 82, рис. 4.6.
Выбираем базу напряжений изгиба для материалов шестерни и колеса зубчатой пары редуктора Лекции
N FG = 410 6 - для шестерни и колеса зубчатой пары редуктора.
Определяем машинное время работы передачи [Лекции]
к год - коэффициент использования передачи в течении года;
к сут - коэффициент использования передачи в течении суток;
t = 365·7·24·0,50·0,66·0,30=6070,68 часов
Определяем наработку для шестерни и колеса зубчатой пары редуктора [Лекции]
где t - машинное время работы передачи;
n - частота вращения рассчитываемого колеса или шестерни;
Выбираем, в зависимости от класса нагрузки, коэффициент эквивалентности при расчете на выносливость по контактным напряжениям Чернавский, с. 77, табл. 4.1
Выбираем, в зависимости от класса нагрузки, коэффициент эквивалентности при расчете на выносливость по напряжениям изгиба Чернавский, с. 77, табл. 4.1
Определяем эквивалентное число циклов нагружения шестерни и колеса зубчатой пары редуктора при расчете на контактную выносливость Лекции
Ш - N HE = 0,63·167551928=105557714,6 циклов
К - N HE = 0,63·83775964=52778857,32 циклов
Определяем эквивалентное число циклов нагружения шестерни и колеса зубчатой пары редуктора при расчете на выносливость по напряжениям изгиба Лекции
Ш - N FE = 0,725·167551928=121475147,8 циклов
К - N FE = 0 ,725·83775964=60737573,9 циклов
Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса 1-ой и 2-ой ступеней редуктора при расчете на контактную выносливость Лекции
Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса зубчатой пары редуктора при расчете на выносливость по напряжениям изгиба Лекции
Определяем допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса зубчатой пары редуктора Лекции
Определяем допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса зубчатой пары редуктора Лекции
так как ступень редуктора коническая, то в дальнейшие расчеты вводим меньшее из условных допускаемых контактных напряжений определенных по формулам:
НР усл. 1 = 0,43( НР ш + НР к )=0,43·(417,24+413,84)=357,36(2.12)
НР усл.2 = 1,15 НР к =1,15·413,84=475,916
Определяем параметры конической зубчатой пары редуктора и проверяем принятые размеры на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба
Определяем ориентировочную линейную скорость в зацеплении конической зубчатой пары редуктора и решаем, какой должна быть рассчитываемая зубчатая пара - прямозубой или косозубой Чернавский, с. 95, (4.37), Решетов, с. 192
где n 1 - частота вращения шестерни, мин -1 ;
C - коэффициент Чернавский, с. 95, табл. 4.9.
T 2 max - крутящий момент на валу колеса, Нмм;
U - передаточное число конической зубчатой пары редуктора
Так как линейная скорость в зацеплении равна м/с, то принимаем, что коническая зубчатая пара будет прямозубая
Выбираем величину коэффициента длины зуба Re Лекции
Выбираем величину коэффициента К Н , учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость Лекции
К Н = 1,04…1,5 при твердости рабочих поверхностей зубьев НВ 350
К Н = 1,05…1,5 при твердости рабочих поверхностей зубьев НRC 40
Выбираем величину коэффициента К Н , учитывающего влияние динамических нагрузок, возникающих в зацеплении при расчете на контактную выносливость поверхности зубьев Лекции
Выбираем величину коэффициента К НК , учитывающего нагрузочную способность конической зубчатой передачи при расчете на контактную выносливость поверхности зубьев Лекции
К НК = 0,85 - для прямозубой передачи;
К НК = 1,2…1,3 - для косозубой передачи;
К НК = 1,45 - для передачи с круговыми зубьями.
Определяем расчетный внешний диаметр делительного конуса колеса конической зубчатой пары при Re = 0,3 Лекции
где Т 1Н -крутящий момент на валу шестерни, Нмм.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 12289-76 Гузенков, с. 211
Назначаем число зубьев шестерни конической зубчатой пары редуктора Лекции
Определяем число зубьев колеса конической зубчатой пары редуктора Лекции
Назначаем угол наклона зубьев конической зубчатой пары редуктора
Примечание Этот пункт выполняется если рассчитываемая зубчатая пара косозубая или с круговыми зубьями
Определяем углы начальных конусов шестерни и колеса конической зубчатой пары редуктора Лекции
Определяем расчетный внешний окружной модуль конической зубчатой пары редуктора Лекции
Примечание Если передача прямозубая, то
необходимо округлить до стандартного
значения по ГОСТ 9563-60 Гузенков, с. 159
Определяем расчетный нормальный внешний модуль конической зубчатой пары редуктора Лекции
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-60 Гузенков, с. 159
Примечание Этот пункт выполняется если рассчитываемая зубчатая пара косозубая или с круговыми зубьями
Определяем внешнее конусное расстояние конической зубчатой пары редуктора Лекции
Для косозубой и передач с круговыми зубьями:
Определяем ширину венцов шестерни и колеса конической зубчатой пары редуктора Лекции
Полученное значение округляем до целого числа из ряда нормальных линейных размеров Гжиров, с. 87
Определяем среднее конусное расстояние конической зубчатой пары редуктора Лекции
Определяем средний модуль конической зубчатой пары редуктора
Для косозубой и передач с круговыми зубьями:
Определяем линейную скорость в зацеплении конической зубчатой пары редуктора, соответствующую среднему диаметру делительного конуса Лекции
где 1 - угловая скорость шестерни конической передачи, рад/с.
Определяем основные параметры конической зубчатой пары редуктора Чернавский, с. 134…138
Высота головки зуба в среднем сечении
Высота ножки зуба в среднем сечении
где - внешний диаметр делительного конуса шестерни;
- внешний диаметр делительного конуса колеса.
Параметры конической зубчатой пары редуктора сводим в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 - Параметры конической зубчатой пары редуктора
Диаметр внешней делительной окружности, мм
Примечание: Строки со звездочкой заполняются только для косозубой и передач с круговыми зубьями
Определяем силы, действующие в зацеплении конической зубчатой пары редуктора Лекции
Осевые и радиальные для прямозубой передачи
Проверяем на контактную выносливость принятые размеры конической зубчатой пары редуктора Лекции
где Т 1Н -крутящий момент на валу шестерни, Нмм.
Сравниваем прочности шестерни и колеса и решаем, по какому из колес конической зубчатой пары редуктора будем вести проверку на выносливость по напряжениям изгиба Лекции
- это отношение называется прочностью
где Y F - коэффициент формы зуба, выбирается для прямозубых передач от действительного числа зубьев, а для косозубых и передач с круговыми
зубьями в зависимости от приведенного числа зубьев Чернавский, с. 101, табл. 4.13
К - =40,83 , так как прочность шестерни ____меньше_________
чем прочность колеса конической зубчатой пары редуктора дальнейший расчет будем вести по ___шестерне ______________
Проверяем на выносливость по напряжениям изгиба принятые размеры конической зубчатой пары редуктора Лекции
3. Расчет клиноременной передачи с ремнями нормального сечения
Определяем частоту вращения ведущего (малого шкива) n 1 , мин -1
Выбираем сечение ремня с учетом Р н и n 1 Гузенков, с. 129. рис 11.6, Чернавский, с. 266, рис. 9.4.
Принимаем ремень типа - , с параметрами: Чернавский, с. 263. табл. 9.4
Площадь поперечного сечения А = 81 мм 2 .
Выбираем по ГОСТ 20889-80 минимально допустимый диаметр ведущего (малого) шкива d 1 Чернавский, с. 276. табл. 9.13, Чернавский, с. 267
Примечание Диаметр малого шкива выбрать для угла профиля канавки шкива = 38°.
Определяем расчетный диаметр ведомого (большого) шкива d 2 , мм
где d 1 - диаметр ведущего шкива, мм;
о - коэффициент скольжения, Гузенков, с. 131 о = 0,01-0,02.
Полученное значение d 2 округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 20889-88 Чернавский, с. 267
Уточняем передаточное число U' и проверяем его отклонение ? от заданного U
Определяем ориентировочное межосевое расстояние [Гузенков, с. 136]
где С - коэффициент, [Гузенков, с. 136].
Определяем расчетную длину ремня [Лекции], Чернавский, с. 256, формула (9.2)], [Гузенков, с. 136, формула (11.20)].
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 1284.1-89-ГОСТ 1284.3-89 [Чернавский, с.263, табл. 9.4].
Уточняем межосевое расстояние по стандартной длине ремня, [Лекции], Чернавский, с. 262, формула (9.12)], [Гузенков, с. 136, формула (11.21)]
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива [Лекции], Чернавский, с. 257, формула (9.3)], [Гузенков, с. 136, формула (11.16)]
Определяем угол между ветвями ремня [Лекции], [Гузенков, с. 134]
Определяем скорость ремня [Лекции], Чернавский, с. 257, формула (9.3)], [Гузенков, с. 135, формула (11.15)]
Определяем частоту пробегов ремня [Лекции], [Гузенков, с. 142, формула (11.33)]
где n n ] - допускаемая частота пробегов, [Лекции], [Гузенков, с. 142]
Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем Чернавский, с. 267, формула (9.14)], [Гузенков, с. 142, формула (11.32)]
где P о - допустимая мощность, передаваемая одним ремнем Чернавский, с. 265, табл. 9.5], [Гузенков, с. 141, табл.11.5)]
К - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнём малого шкива Чернавский, с. 267], [Гузенков, с. 140, табл.11.4)];
К l - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня l p к базовой длине ремня l o Чернавский, с. 265, табл. 9.5], [Гузенков, с. 142];
Примечание: условная длина ремня l 0 приведена [Гузенков, с. 128, табл. 11.1].
К Z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ремням [Гузенков, с. 142].
при числе ремней Z = 2-3 К Z =0,95.
Определяем количество клиновых ремней Z [Лекции], Чернавский, с. 267, формула (9.14)], [Гузенков, с. 142, формула (11.32)]
где К d - коэффициент, учитывающий динамические нагрузки и режим работы передачи [Гузенков, с. 132, табл. 11.2].
Определяем окружную силу, передаваемую клиновым ремням F t , Н [Лекции], [Гузенков, с. 131, формула (11.3)]
Определяем силы натяжения ведущей F 1 и ведомой F 2 ветвей, Н [Лекции], [Гузенков, с. 135, формулы (11.5), (11.6)]
где F o - сила предварительного натяжения ремня, Н [Лекции], [Гузенков, с. 131, формула (11.4)]
где 0 - напряжение от предварительного натяжения ремня, МПа [Лекции], [Гузенков, с. 131]
Примечание: если сила F 2 отрицательна, необходимо принять большее значение 0 .
Определяем силу давления ремня на вал шкива F в , Н [Лекции], [Гузенков, с. 134, формула (11.12)]
Результаты расчетов сводим в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Параметры клиноременной передачи
Угол обхвата малого шкива ремнем, град
Определяем диаметр входного конца вала Гузенков, с. 266, Лекции
где d В расч. - расчетный диаметр входного конца вала, мм;
Т Н - крутящий момент передаваемый этим валом, Н·мм;
- пониженное допускаемое напряжение на кручение для материала вала, МПа
Принимаем, что все валы изготовлены из стали____ = 15…20 МПа Гузенков, с. 266 Принимаем = МПа
Принимаем d В гост = 18 мм Чернавский, с. 296
Определяем диаметр вала под уплотнение, ориентируясь на диаметр входного конца вала и внутренний диаметр уплотнения [Дунаев, с. 402. табл. 24.29], [Анурьев Т. 3, с. 204, табл. 30]
Определяем диаметр вала под подшипник, ориентируясь на диаметр вала под уплотнение и внутренний диаметр подшипника [Дунаев, с. 380. табл. 24.10], Анурьев Т. 2, с. 116, табл. 96
Определяем диаметр вала под колесо, ориентируясь на диаметр вала под подшипник [Дунаев, с. 137…144]
Определяем диаметр выходного конца вала
Расчётное значение d В расч. округляем до ближайшего стандартного в большую сторону [Чернавский, с. 296]
Определяем диаметр вала под уплотнение, ориентируясь на диаметр выходного конца вала и внутренний диаметр уплотнения [Дунаев, с. 402. табл. 24.29], [Анурьев Т. 3, с. 204, табл. 30]
Определяем диаметр вала под подшипник, ориентируясь на диаметр вала под уплотнение и внутренний диаметр подшипника [Дунаев, с. 380. табл. 24.10], Анурьев Т. 2, с. 116, табл. 96
Определяем диаметр вала под колесо, ориентируясь на диаметр вала под подшипник [Дунаев, с. 137…144]
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА И ПРИВОДА В ЦЕЛОМ
5.1 Определяем основные параметры корпуса редуктора
Таблица 5.1- Ориентировочное соотношение размеров основных элементов чугунного и стального литого корпуса цилиндрического редуктора
9. Диаметр болтов (винтов) соединения крышки с корпусом редуктора
10. Диаметры болтов крепления торцевых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия
d 2 = d 3 = 0,5·d 1 = 0,5·1 = 0,5 мм
11. Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментных лап
12. Расстояние от стенки до края фланца по разъёму корпуса и крышки:
13. Расстояние от края фланца до оси болта
14. Расстояние между осями болтов для крепления крышки редуктора к корпусу
6. РАСЧЁТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА РЕДУКТОРА И ЕГО ОПОР
Определяем по эскизной компоновке место шпоночного соединения
Шпонки установлены на входном конце вала с диаметром вала 18 мм
Выбираем сечение шпонок в зависимости от диаметра вала в месте ее установки [9, с. 302…304]
Для диаметра 18 мм под колесом принимаем шпонку с размерами: bhl = 6Ч6Ч25 мм
Проверяем принятые размеры шпонки на прочность
Так вал имеет один и тот же диаметр и передает один и тот же крутящий момент проверять будем более короткую шпонку
где у см - рабочее напряжение смятия, МПа;
[у см ] - допускаемое напряжение смятия для материала шпонки, МПа;
Для стали 45 [у см ] = 100…150 МПа 5, с. 106;
Т - крутящий момент, передаваемый валом, Н·м;
к - глубина паза втулки, мм, к = 0,0033 м;
где l - длина паза вала под шпонку, мм
18,32 МПа < 100 МПа - условие выполняется
где ф ср - расчетное напряжение на срез, МПа;
[ф ср ] - допускаемое напряжение на срез для материала шпонки, МПа
Для стали 45 [ф ср ] = 60…90 МПа 5, с. 106
19,15 МПа < 60 МПа - условие выполняется
Выбранная шпонка выдерживает заданную нагрузку и будет работать, т.к. рабочие напряжения смятия и среза не превышают допустимых.
Выполняем схему сил действующих на вал
В горизонтальной плоскости действуют силы и реакции: R Ax ; R Bx ; F r ; F а ; F в .
В вертикальной плоскости действуют силы и реакции: R Az ; R Bz ; F t .
Определяем реакции в опорах вала от действия горизонтальных и вертикальных сил
Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости
Строим эпюру суммарного изгибающего момента
где М сум - суммарный изгибающий момент, Н·мм.
Строим эпюру эквивалентного момента
где М экв - эквивалентный момент, Н·мм;
Точка А является опасным сечением вала
Определяем диаметр вала в опасном сечении [5, с. 267]
М экв - эквивалентный момент в опасном сечении, Н·мм;
[у из ] - допускаемое напряжения изгиба, МПа.
Для стали 40Х из которой изготовлен вал шестерня [у из ] = 90 МПа 5, с. 266, табл. 16.1.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного в большую сторону d гост = 14 мм.
Однако при ориентировочном расчете в данном сечении вала в конструктивных соображениях был принят диаметр вала равный 25 мм, то его и оставляем
6.3 Уточнённый расчёт вала [5, с. 275…279], [8]
Определяем предел выносливости при изгибе у -1 [5, с. 14]
где у -1 - предел выносливости при изгибе, МПа;
у в - предел прочности при растяжении, МПа
Определяем предел выносливости при кручении ф -1 [5, с. 14]
где ф -1 - предел выносливости при кручении, МПа
Выбираем значение эффективного коэффициента концентрации напряжений при кручении К ф (для шпоночной канавки) [5, с. 270, табл. 16.2]
Выбираем значения эффективного коэффициента концентрации напряжений при изгибе К у (для шпоночной канавки) [5. с. 270, табл. 16.2]
Определяем амплитуду цикла при изгибе [5, с. 269]
где у а - амплитуда цикла при изгибе, МПа;
у и - расчётное напряжение на изгиб в опасном сечении вала, МПа
W нетто - момент сопротивления сечения вала по шпоночной канавке, мм 3
Определяем амплитуду цикла при кручении [5, с 269]
где ф а - амплитуда цикла при кручении, МПа;
ф к - расчётное напряжение на кручение в рассматриваемом сечении вала, МПа
где T - крутящий момент передаваемый валом, Н·мм;
W к. нетто - момент сопротивления вала, мм 3
Выбираем значение коэффициента К d , учитывающего влияние абсолютных размеров поперечного сечения [5, с. 271]
Выбираем значение коэффициента К V , учитывающего влияние поверхностного упрочнения [5, с. 271, табл. 16.3]
Выбираем значение коэффициентов чувствительности к асимметрии цикла напряжений [5, с. 271]
Определяем значения средних напряжений цикла при изгибе и кручении у т и ф т [5. с. 269]
При симметричном цикле изменения напряжений в сечении вала среднее напряжение цикла при изгибе у m = 0; m = 9,61 МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе [5, с. 268]
где S у - коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса прочности при кручении [5, с. 268]
где S ф - коэффициент запаса прочности при кручении
Определяем общий коэффициент запаса прочности [5, с. 268]
где S - общий коэффициент запаса прочности;
[S] - допускаемый коэффициент запаса прочности; [S] = 1,5…2,5
6.4 Подбор и расчёт подшипников качения по динамической грузоподъемности
Определяем радиальную и осевую нагрузки на подшипники [8]
где F R - радиальная нагрузка на подшипник, Н
Наиболее нагружен подшипник A, по нему и будем вести расчет на динамическую грузоподъемность подшипников
Определяем коэффициент осевого нагружения [5, с. 308, табл. 18.2]
где С о - статическая грузоподъемность подшипников качения, Н
Для подшипника №205 С о = 7090 Н [6, с. 380, табл. 24.10].
Этому соотношению соответствует коэффициент осевого нагружения е=0,29
Выбираем коэффициент вращения V [5, с. 307]
Т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника, то следовательно V = 1
Выбираем значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок X и У [5, с. 308, табл. 18.2]
Выбираем коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки на подшипник [5, с. 307]
При спокойной нагрузке на подшипник - К б = 1
Выбираем температурный коэффициент, учитывающий рабочую температуру нагрева подшипника [5, с. 307]
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник [5, с. 305]
где Р - эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, Н
Определяем расчётную долговечность подшипника [5]
где L h - расчётная долговечность подшипника, часов;
n - частота вращения вала, мин -1 ;
C - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;
C = 11000 Н [6, с. 380, табл. 24.10];
п - показатель степени; для шариковых подшипников п = 3
Расчётная долговечность подшипника больше машинного времени работы передачи 29796,18 6070,7 часов, то следовательно, принимаем подшипник №7205
7. СМАЗКА ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС И ПОДШИПНИКОВ. ВЫБОР МАРКИ МАСЛА
7.1 Выбираем способ смазывания зубчатых колёс и подшипников [8, с. 347…351]
Смазывание зубчатых пар редуктора будет осуществляться погружением в ванну с жидким смазочным материалом в нижней части корпуса редуктора, одного или нескольких колёс. Остальные узлы смазываются за счёт разбрызгивания масла, погружёнными колёсами. Таким образом происходит циркуляция масла внутри корпуса.
Подшипники качения будут смазываться пластичной смазкой ЦИАТИМ-202 или смазкой жировой 1-13 [7, с. 345, табл. 19.2]
7.2 Определяем вязкость масла в зависимости от фактора з.п. [7, с. 346]
где Н Н V - твёрдость по Виккерсу активных поверхностей зубьев;
у Н - контактные напряжения в зацеплении зубчатых колес, МПа;
V - окружная скорость в зацеплении зубчатых колес
Выбираем масло И-100А [7, с. 346, рис. 19.1]. [7, с. 345, табл. 19.1]
7.3 Определяем объём заливаемого масла
L - длина корпуса редуктора по внутренним стенкам, дм;
B - ширина корпуса редуктора по внутренним стенкам, дм;
H - расстояние от дна до верхнего уровня масла, дм
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. М.: Машиностроение, 2007, 2009.
Детали машин/ Под ред. О.А. Ряховского. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2007.
Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 4.1 и 4.2, 2006.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 2006.
Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. М.: Высшая школа, 2009.
Иосикевич Г.Б. Детали машин. М.: Высшая школа, 2008.
Кудрявцев В.Н. Детали машин. Л.: Машиностроение, 2006.
Кудрявцев В.Н. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 2007.
Орлов П.И. Основы конструирования. В 2-х томах. М.: Машиностроение, 2008.
Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 2009.
Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. Л.: Политехника, 2008.
Выбор электродвигателя, кинематический расчет и схема привода. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана. Расчет зубчатых колес редуктора. Выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Расчёт вращающих моментов вала. контрольная работа [693,6 K], добавлен 01.12.2010
Выбор электродвигателя и энергокинематический расчет. Расчет зубчатой передачи редуктора. Определение числа циклов перемены напряжений. Определение размеров передач. Проверка на выносливость по контактным напряжениям. Расчет открытых зубчатых передач. курсовая работа [67,6 K], добавлен 01.09.2010
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес, валов на кручение по допускаемым напряжениям. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипника. Компоновка и сборка редуктора. курсовая работа [44,1 K], добавлен 26.03.2010
Выбор электродвигателя, расчет передаточного числа привода и его разбивка. Поверочный расчет зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям, подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности. Определение реакций и моментов. курсовая работа [2,3 M], добавлен 01.02.2011
Параметры и режим работы редуктора, выбор электродвигателя. Расчет основных размеров зубчатых передач на контактную выносливость. Подбор муфты и предварительное определение расчетных длин валов. Основные размеры корпусных деталей и компоновка редуктора. курсовая работа [1,1 M], добавлен 14.06.2011
Расчет мощностей, передаточного отношения и крутящих моментов. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. Геометрический расчет зубчатых передач с внешним зацеплением. Расчет валов на выносливость. Проверка прочности шпонок. курсовая работа [375,4 K], добавлен 16.12.2013
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение параметров передачи, Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. Конструктивные размеры элементов редуктора. Вычерчивание редуктора, посадки деталей, выбор сорта масла. дипломная работа [140,6 K], добавлен 12.03.2010
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Расчет зубчатых пар редуктора курсовая работа. Производство и технологии.
Реферат: Педагогическая характеристика коллектива
Реферат: Время вступления в половую жизнь девушек
Курсовая работа: Практическое применение интерполирования гладких функций
Контрольная работа: Атланты и кариатиды Петербурга. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа: Эффективность научно-технического прогресса. Скачать бесплатно и без регистрации
Временная Оценка Денежных Потоков Реферат
Топик: Французские заимствования в среднеанглийский период
Сочинение Планы На Следующий Год
Дипломная работа по теме Судебное разбирательство гражданских дел: понятие, порядок, основные этапы и значение в гражданском процессе
Курсовая работа по теме Орган по управлению архивным делом
Реферат По Математике Логарифмы
Реферат: Моніторинг інноваційної діяльності компаній-конкурентів
Курсовая Работа На Тему Создание Предприятия И Его Формы
Контрольная работа: Эффективный тайм-менеджмент для офисного работника
Учебное пособие: Методические указания по выполнению внеаудиторной самостоятельной работы По дисциплине Литература
Доклад: Демократия
Сочинение Первого Класса Мой Класс
Реферат: Бух облік у бюджетних установах
Шумович Великолепные Мероприятия Эссе
Принципы Интенсивной Терапии Кардиогенного Шока Реферат
Проектирование информационной системы "Администратор гостиницы" - Программирование, компьютеры и кибернетика курсовая работа
Педагогическое мастерство - Педагогика реферат
Менеджмент в туризмі - Менеджмент и трудовые отношения курс лекций