Автор: Пользователь скрыл имя, 17 Октября 2011 в 19:26, курсовая работа
В корпусе редуктора на балах неподбижно закреп лены/ зубчаты/е или чербячные передачи. Валы опираются б оснобном на подшипники качения. Подшипники скольжения применяют б специальных случаях, когда к редуктору предъябляются побы/шенны/е требобания по уробню бибраций и шума, при очень бысоких частотах бращения, при отсутстбии подшипникоб качения нужного размера или при очень близком расположении параллельных балоб редуктора.
Задание
Введение 4
/ Кинематический и сил обой расчет прибода 5
2 Расчет открытой плоскоременной передачи 10
3 Расчет чербячной передачи 17
4 Проектны/й расчет б ал о б редуктора 22
5 Зскизная компонобка редуктора 27
6 Конструктибные размеры/ деталей корпуса редуктора 30
7 Подбор подшипникоб для балоб редуктора 34
8 Проберочный расчет шпоночны/х соединений 43
9 Проберочный расчет балоб редуктора 46
11 Смазка зацеплений и подшипникоб редуктора 55
Список используемой литеретуры/ 57
N = 573-ю-Lh, (29)
N2
= 573-co3-Lh = 573-3,1
-2000 = 3,5-106
При
N2 = 3,5-106
£25-106 принимаем N2
= 25-10
, 106
KFL = 9 7 = 0,903.
4 25-107
[aF ]2 =0,12-355-0,903= 38МПа. 4. Определение межоседого расстояния
аю =61-3
T 10'
Ы2
(30)
аю
=61-3 ^
2
484-103 1880
5.
Определение преддарительного
значения модуля заиепления m
m»(1,5..1,7)-a (31)
z2
150
m»(1,5.1 J) = 5,6..6,4мм, принимаем m = 6мм,
40
q
»(0,212...0,25)-z2, (32)
q »(0,212...0,25)-40 = 8,48..10 принимаем q = 10
х = а -0,5(q + z2), (33) m
150
х
-0,5 (10+40)=0£1.
6
I \Ш
I
8. Определение фактического межоседого расстояния передачи:
aw = 0,5m-(q + z2 + 2х ) = 0,5-6-(10+40+2-0)
= 150мм. 9. Определение геометрических размерод чердяка
- делительный диаметр:
d = q-m,
(34)
d1 = 10-6 = 60мм;
- начальный диаметр:
(35)
da1 = 6-(10 + 2-0)=72мм;
- диаметр дершин диткод:
dn =d1 +2-fn,
(36)
da1 =60 + 2-6 = 72 мм;
- диаметр дпадин диткод:
df1 =d1 -2,4-m,
(37)
df1 = 60-2,4-6 = 45,6мм;
- длина нарезной части:
b1 ={10 + 5,5-|x + z1)-m + C,
(38) где C - дспомогательный коэффициент, при x >0 C = - (70 + 60-х)-m Z2 ,
C = {70 + 60-0)-6 = 40
b =(10+5,5-0+2)-6-10,5 = 61,5мм, принимаем b1 =
62мм. - делительный угол подъёма линии дитка
z
irctg у = —
q,
(39) Лист Изм. Лист № док ум. Подпись йота 20
2
arctg у = — = 0,2; у = 11,3°. 10
10. Определение геометрических размерод чердячного колеса:
- делительный диаметр:
d2 = m-z2,
(40)
d2 =6-40 = 240 мм;
- диаметр дер шин зубьед:
da2 =d2 +2-m-11 + х),
(41)
d22 = 240+2-6-11 + 0) = 252 мм;
- диаметр дпадин диткод:
df2 =d2 -2 m (1 ,2 - х),
(42)
df2 = 240-2-6-11,2-0) = 237,6мм;
- наибольший диаметр:
j / j 6-m
dmm2 £ da2 + ,
z1 +2
(43)
dmm2 £ 252+ 6 6 = 261мм.
am2 2 + 2
- ширина денца:
b =0,355 -а.,
(44)
b2 = 0,355 -150 = 53,25мм, принимаем b2 = 54 мм.
- радиусы/ закруглений зубьед:
Ra =0,5-d1 -m uRj =0,5-d1 +1,2-m,
(45)
Ra =0,5-60 - 6 = 24мм и Rf =0,5-60+1,2-6 = 37,2мм,
Лист Изм. Лист № докум. Подпись йота 21
принимаем Ra = 24 мм и Rf = 37 мм
услодный
угол обхдата чердяка
денцом колеса:
sin S = bb2 (46)
da1 -0,5 m,
sin S = 54 = 0,78; 2-S = 2-51,5 = 103
72 -0 5 6
11.
Определение фактической
скорости скольжения vf
•
vf
= f
2
- cos у
f 20 31, 60 10-3
vf = - = 1,9м с.
s 2- cos 11,3° 1
12.
Определение КПД передачи:
n tg у (48)
Ц = — г (48)
tg
(У + ф),
где
ф - угол трения, при
vf =1,9м/с
табл. 4,9 стр. 77 [4] ф
= 2,3°
tg 11,3°
Ц = —т^—1 - = 0,826.
tg (11,3° + 2,3°)
13. Определение сил, дейстдующих д зацеплении: - окружная сила на чердяке и оседая на колесе:
(49)
F= F = 2-Ь-d
2 19
F« = F22 = 3 = 632Н.
11 а2 60-10~3
окружная
сила на колесе и оседая
на чердяке:
j
t2
F
(50)
2
2 484
F2 = Fa1 = 3 = 4033 Н.
240
10
радиальные
силы на чердяке и колесе
сила:
Fr1
= Fr2 =4033- tg 20° = 1468
Н 14. Определение окружной
скорости чердячного
колеса:
(51)
v
со3 -d2
v2 =
2-u
3
= 31 -240
= 1,8м1с.
2
20
(52)
-K,
15. Определение расчетного контактного напряжения:
F
t2
°н2 = 340
(53)
где K - коэффициент нагрузки, vs =1,9 < 3^с коэффициент K = 1,0;
ъ = 340-А
-1 =179МПа.4033
н2 V 60 -240
Уточняем допускаемое контактное напряжение при: vf =1,9м/с [ан]2 = 300 - 25 - vs = 300 -25-1,9 = 180МПа [ън ] = 180 > <зн2 = 179МПа, услодие дыполняется.
v2
16. Определение экдидалентного числа зубьед чердячного колеса z
v2
v2
cos
3у
40
cos311
3
=42.
(54)
I
Лист
Коэффициент формы зуба чербячного колеса YF2 принимаем б зависимости от zv2 из табл. 4.10 стр. 78 [4]: при zv2 = 42 коэффициент =1,64;
Определение расчётного напряжения изгиба б зубьях колеса:
aF2 =0,7-YF2 K, b2 m
4033
aF2 =0,7-1,64 1 = 14МПа<[аР ] = 38МПа.
54-6
условие
выполняется, прочность
зубьеб на изгиб обеспечивается.
Результаты/ бы/числений
сводим б таблицу 2
Таблица
2 - Параметры/ зубчатой
червячной передачи
(55)