Так як в завданні немає особливих вимог в відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми властивостями механічних характеристик (з твердістю матеріалу Н?350НВ).; МПА (2.4.2.1) де ?НLIMB - базова границя витривалості поверхні зубів, яка відповідає базовому числу циклів зміни напруг NHO; (Л [2], табл.3.2) KHL - коефіцієнт довговічності; KHL=1(2.4.3.1) де ?0Flim b=1.8 HB (Л [2], табл.3.9) ?0F limb1=1.8 • HB1 = 18 х 230 = 415 МПА ?0 F limb2=1.8 • HB2 = 18 х 200 =360 МПАВизначаємо міжосьову відстань, мм Попередньо приймаємо кут нахилу зубів ?=100 Визначаємо число зубів шестірні і колеса Уточнюємо значення кут нахилу зубів Визначаємо основні розміри шестірні та колеса: Діаметри ділильні, ШестірняКоефіцієнт ширини шестірні по діаметру При такій швидкості для косозубих коліс треба прийняти __ступінь точності Умова виконується. Сили, що діють у зачепленні Перевіряємо міцність зубів на тривалість по напруженням згинуВедучий вал: Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [?K] =15 МПА, IMG_f45823e3-cc6e-4c2a-ba11-05eb967453fa Приймаємо DB1= 42 mmdn1= DB1 5 = 50мм Приймаємо Діаметр вала під підшипниками приймаємо dn2 = DB2 5 = 60 мм, під зубчастим колесов dk2 = DП2 5 = 65 мм. Шестерню виготовляємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище: d1 = 72 мм, da1= 76 мм, df1 = 67 мм b1= 77 мм.Товщина стінок корпуса і кришки, мм: ?=0,025 а? 1, (2.6.1) ?=0,025?180 1 = 5,5 мм, приймаємо ? = 8мм, ?1=0,02 а? 1 мм ?1=0,02 ?180 1 = 4,6 мм (2.6.2) приймаємо ?1 = 8мм. Товщина фланців (поясів) корпусу і кришки: верхнього пояса корпуса і пояса кришки b=b1=1.5?=1,5?8 = 12 мм нижнього пояса корпусу р=2,35?=2,35?8 = 18,8мм приймаємо р = 20 мм. Діаметр болтів: фундаментальних d1= (0.03ч0.036) a? 12=0,03?180 12= 17,4 приймаємо болти з різьбою М 18 Болти, які кріплять кришку до корпусу у підшипників d2= (0.7ч0.75) d1 =0.7·17,4=12,18 мм приймаємо болти з різьбою М12 Болти, які зєднують кришку з основою d3= (0.5ч0.6) d1 =0.5·17,4=8,7 мм приймаємо болти з різьбою М 8IMG_d7396679-076d-48ad-a866-02afda56b766Із попередніх розрахунків маємо: Ft = 4289 H Визначаємо реакції опор: В площині xz Згинаючі моменти Мх (вертикальна площина) Згинаючі моменти Му (горизонтальна площина) Підбираємо підшипник для найбільш навантаженої опори (опора _A_)Навантаження на вал від муфти Визначаємо реакції опор: горизонтальна площина В площині xz В площині yz вертикальна площина Підбираємо підшипник для найбільш навантаженої опори (опора Rr4)За ГОСТ 23360-78 вибираємо матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умова міцності визначаються за формулою: IMG_44365f4a-b677-49b9-850e-ddceb382ef56Міцність виконується при S? [S] =2,5. Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу вихідного кінця вала, враховуючи концентрацію напружень від шпонкової канавки. Коефіцієнт запасу міцності за нормальним напруженням Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу І-І вала під серединою зубчатого колеса dk2 = 65 мм. Визначимо коефіцієнт запасу міцності для перерізу ІІ-ІІ вала під підшипником dn 2 = 60 мм.Змащування зубчастого зачеплення виконується занурюванням зубчастого колеса в масло.
План
Зміст
1. Розрахунок закритої передачі
1.1 Вибір матеріалу
1.2 Визначення допустимих контактних напружень
1.3 Визначення допустимих напружень на згин
1.4 Визначення міжосьової відстані передачі
1.5 Визначення основних розмірів зубчастої пари
1.6 Перевірочні розрахунки
2. Попередній розрахунок валів редуктора
3. Конструктивні розміри корпуса редуктора
4. Перший етап компоновки редуктора
5. Перевірка довговічності підшипників
5.1 Ведучий вал
5.2 Ведений вал
6. Другий етап компоновки редуктора
6.1 Перевірка міцності шпонкових зєднань
6.2 Уточнюючі розрахунки валів
6.3 Змащування редуктора. Вибір мастила
Список використаної літератури
1. Розрахунок закритої передачі
1.1 Вибір матеріалу
Список литературы
1. Чернявский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1987 - 416с
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 1991-432с
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
