Пояснительная записка курсовая детали машин. Санктпетербургский государственный морской технический университет
![]()
|
Министерство общего и профессионального образования РФ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МОРСКОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра «Деталей машин и подъемно-транспортных механизмов» Редуктор цилиндрический Пояснительная записка 5370.КП.10.00ПЗ ![]() ![]() Санкт-Петербург 2021 г. Индивидуальное задание вариант10
1. Расчет редуктора 1.1. Кинематический расчет редуктора Расчет угловой скорость вращения входного вала ![]() ![]() ![]() Угловая скорость вращения ![]() ![]() ![]() (1) ![]() 1.2. Силовой расчет редуктора 1. Мощность на входном валу редуктора: ![]() где ![]() 2. Вращающие моменты на входном ![]() ![]() ![]() (3) ![]() 2. Расчет зубчатой передачи редуктора 2.1. Выбор материала зубчатых колес Выберем в качестве материала ст45 со следующими параметрами: Для колеса- 235 НВ, предел текучести ![]() Для шестерни- 269 НВ, ![]() 2.2. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений 2.2.1. Определение допускаемых контактных напряжений ![]() 1. Число циклов N2 нагружения зуба колеса: N2 = 60n2c tэкспл =60167110000=10107.циклов. 2. Коэффициент долговечности ![]() N2 =10107 > ![]() ![]() где ![]() ![]() 3. Предел выносливости, выбрав из табл твердость 235 для зубьев колеса: ![]() 4. Получаем допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса ![]() 5. Повтор расчета допускаемого контактного напряжения для зубьев шестерни, учитывая следующее: а) так как n1=1000 об/мин > n2=250 об/мин, то N1> N2, но N2> ![]() отсюда N1> ![]() следовательно ![]() б) Назначим твердость 269 зубьев шестерни (выше, чем твердость зубьев колеса), таким образом: ![]() ![]() ![]() 6. Окончательно выбираем меньшее из двух значений ![]() 2.2.2. Определение допускаемых изгибных напряжений ![]() 1. Коэффициент долговечности для колеса ![]() N2 =10107 > ![]() где ![]() ![]() 2. Предел изгибной выносливости ![]() 3. Допускаемое изгибное напряжение для зубьев колеса ![]() где коэффициент ![]() 4. Повторим расчет допускаемого изгибного напряжения для зубьев шестерни с твердостью 269, учитывая, что N1> N2> ![]() отсюда ![]() таким образом: ![]() ![]() 2.3. Геометрический расчет зубчатых колес В результате геометрического расчета прямозубых цилиндрических колес (без смещения) определим следующие их параметры (рис. 2): межосевое расстояние ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Рис. 2 1. Предварительный расчет межосевого расстояния ,выбрав коэффициент ширины колеса ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2. Предварительный расчет делительного диаметра шестерни ![]() 3. Зададим число зубьев шестерни из диапазона 18....30: ![]() Подберем из стандарта (табл. 2) величину модуля зубьев, для этого предварительно рассчитаем ![]() Таблица 2.
Из таблицы m= 2 мм (11) 5. Число зубьев сопряженного колеса ![]() 6. Расчет геометрических параметров проектируемой передачи при модуле зубьев m=2 мм, числах зубьев шестерни z1=20 и колеса z2=120: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ширину венца шестерни ![]() ![]() На рис. 3 проставим рассчитанные геометрические параметры зубчатой пары: aw, d1, d2, da1, da2, b1, b2. ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 44 40 244 240 56 62 140 Рис. 3 (Конструкции зубчатых колес и корпуса показаны условно (см. [5])) 3. Эскизная компоновка механизма 3.1. Предварительный расчет валов. Выбор диаметров ступеней 1. Расчет минимальных диаметров входного вала, используя условие прочности на кручение и назначив допускаемое напряжение ![]() ![]() ![]() ![]() 2. Для заданной конструкции входного вала, назначим минимальный диаметр 17 мм, диаметр вала в месте установки подшипников (диаметр цапфы) 25 мм, высота заплечиков h=3,5 мм, следовательно, диаметр вала 32 мм. Выбранные размеры входного вала нанесены на рис. 3, а. 3. Расчет минимального диаметра выходного вала, используя условие прочности на кручение и назначив допускаемое напряжение ![]() ![]() ![]() 4. Для заданной конструкции выходного вала (рис. 3), назначим минимальный диаметр 28 мм, диаметр цапфы 35 мм, высота заплечиков h3,5 мм, поэтому диаметр вала под колесом 42мм, диаметр буртика 44 мм. Выбранные размеры выходного вала нанесем на рис. 3, а. 3.2. Подбор подшипников Учитывая, что колеса прямозубые, предварительно подберем радиальные шарикоподшипники из ГОСТ 8338-75 (рис. 4) по диаметру цапф. 1. Диаметр цапф входного вала равен 25 мм. 2. Диаметр цапф выходного вала равен 35 мм. На рис. 3, б нанесены габаритные размеры подшипников легкой серии. ![]() Рис. 3, а ![]() Рис. 3, б 3.3. Подбор шпонок и конструирование колес Стандартные шпонки подберем по диаметру вала ![]() - ![]() - ![]() - ![]() От длины шпонки зависит длина ступицы колеса lс. Длина шпонки со скругленными краями (рис. 7) ![]() где ![]() ![]() Длина ступицы ![]() - если ширина венца колеса ![]() ![]() конструкция колеса упрощается (рис. 8); - если, как на рис. 7, ширина венца колеса ![]() ![]() ![]() Рис. 7 Для шпонки 1 ![]() ![]() ![]() Из двух значений ![]() ![]() ![]() ![]() . 2. Для шпонки 2 ![]() ![]() ![]() Из двух значений ![]() ![]() ![]() ![]() 3. Для шпонки 3 ![]() ![]() ![]() ![]() Из двух значений ![]() ![]() ![]() ![]() Длина ступицы ![]() 4. Ширина венца колеса ![]() ![]() ![]() |