Анализ энергетического и кинематического расчёта привода. Выбор материалов для зубчатых колёс. Определение основных геометрических и кинематических параметров зубчатой передачи. Подбор типов размеров муфт. Проверка работоспособности подшипников качения.
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ Институт транспортной техники и Систем управления Кафедра «Технология транспортного машиностроения и ремонтаВ процессе выполнения курсового проекта мы разрабатываем чертеж редуктора, дающий представление об устройстве сборочной единицы, и исходные данные для разработки рабочих чертежей для других деталей редуктора. Следует отметить особенности расчетов, а именно - эти расчеты приближенные. При этом погрешность в таких расчетах существенно снижается при использовании опыта проектирования и эксплуатации аналогичных конструкций. В результате обобщения предшествующего опыта, выбраны нормы и рекомендации, например по выбору величин допускаемых напряжений или коэффициентов запасов прочности, материалов или расчетной нагрузки и пр. В качестве опор валов используем подшипники качения нулевого класса точностиОпределяем необходимую мощность электродвигателя. где - мощность на выходном валу. При принятых условиях =0,96…0,98 для одной пары, к расчету принимаем =0,97 (см. КПД одной подшипниковой пары, при принятых условиях по ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель 4А160М2У3, при условии что Рн ? dдв = 42(48) мм Определим расчетное значение передаточного числа редуктора где Определяем вращающие моменты на валахПринимаю марку стали для шестерни: Сталь45Х; режим Улучшение. для шестерни для колеса Необходимо определить коэффициенты долговечности и шестерни и колеса где и - базовое число цикловРасчет начинаем с выбора коэффициента ширины колеса относительно межосевого расстояния значение для шевронных колес принимаем в пределах . Зная , определяем коэффициент ширины шестерни относительно диаметра Зная коэффициент ширины шестерни и расположение зубчатых колес относительно опор - симметричное, находим и Из условия обеспеченности контактной выносливости поверхности зубьев определяем предварительное значение межосевого расстояния Полученное значение округляем в ближайшую сторону из ряда Ra=40 и принимаем При выборе модуля необходимо учитывать термообработку зубчатых колес и принимаем минимальное значение: - объемная закалка - 2,0 мм;Определяем силы, действующие в зацеплении шестерни и колеса Окружная скорость зацепления определяется как и далее в зависимости от V выбираем степень точности зубчатых колес (табл.19) Назначаем степень точности зубчатых колес - степень точности 9. Определяем действительное контактное напряжение где - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных ?275 коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: для шевронных передачЭтот расчет проводится при пониженных допускаемых касательных напряжениях для валов из стали 45Х. Полученные результаты округляем до ближайших стандартных значений из ряда Ra40.Для шевронных зубчатых передач применяем подшипники с короткими цилиндрическими роликами(ГОСТ 8328-75) для ведущего вала и радиальные шарикоподшипники для ведомого вала (ГОСТ 8338-75)Типоразмер муфты выбираем по величине расчетного крутящего момента и диаметру хвостовика вала: , где - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки ([1], табл.33)По полученным размерам валов, зубчатых колес и предварительно выбранной втулочно-пальцевой муфты разрабатываем первый этап компоновки редуктора с целью приближенного определения положения зубчатых колес, полумуфты относительно опор для последующего определения реакций. Зазор между внутренней стенкой редуктора и вращающимися колесами определим по формуле: , где Определим толщину стенки редуктора как: =7,16 ммСилу давления муфты , обусловленную несоосностью валов определяют как: , где T1,2 - крутящий момент на данном валу. Направление силы носит случайный характер, поэтому прикладывать ее следует в наиболее опасном направлении, в рассматриваемой схеме нагружения ее направление противоположно окружной силе . Для определения реакций опор , , , (Схема 3) составим уравнения изгибающих моментов относительно этих опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Для определения реакций опор , , , (Схема 4) составим уравнения изгибающих моментов относительно этих опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях.Найдем суммарную радиальную реакцию Fr в более нагруженной опоре по формуле: Эквивалентная нагрузка: , где V - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается (в данном случае внутреннее кольцо, V=1) коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки (см. Расчет долговечности подшипников проводим по общей формуле: , гдеНормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему). Из эпюры следует, что у ведущего вала опасное сечение А. амплитуда переменной составляющей симметричного цикла напряжений изгиба коэффициент, учитывающий влияние размеров вала на выносливость (см. коэффициент, учитывающий влияние постоянных напряжений цикла на переменные (см.Для передачи крутящих моментов с муфт на хвостовики и с вала на зубчатое колесо применяем призматические шпонки ГОСТ 23360-78.
План
Оглавление
Введение
1. Энергетический и кинематический расчет привода
2. Выбор материалов для зубчатых колес. Назначение режимов упрочнения. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
3. Определение основных геометрических и кинематических параметров зубчатой передачи
4. Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев
5. Ориентировочный (проектный) расчет валов на кручение
6. Подбор подшипников качения
7. Подбор типов размеров муфт
8. Предварительная компоновка редуктора
9. Разработка расчетных схем нагружения валов и их проверочный расчет на прочность по эквивалентным напряжениям в опасных сечениях
