Содержание
1. Назначение механизма…………………………………………..…………………3
2.Кинематический и силовой расчет привода….……………….………4
3. Расчёт зубчатых передач……………………………………..…………………..4
4.Проектный расчет валов и компоновка механизма………….……6
5.Проверочные расчеты ………………………..……………….………................7
6. Проверка работоспособности подшипников ………………………..12
7.Проверка штифтов на срез ………………………………………………….....12
8. Выбор посадок в сопряжениях и таблица посадок..………………13
9. Выбор способа и марки смазки и защитного покрытия ……….14
10.Порядок сборки механизма…………………………………………….……..15
Список использованной литературы
| 2390.КП7.08.33.ПЗ |
| Одноступенчатый редуктор. Пояснительная записка |
Назначение механизма.
Вид компоновки: механизм крепится на одной плате, перпендикулярной оси двигателя,механизм включает в себя 2 вала, на котором установлены - шестерня и зубчатое колесо.
Валы вращаются в подшипниках, которые, в свою очередь, находятся в подшипниковых втулках, закрепленных в плате с помощью болтового соединения.
Редуктором, называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу, повышая, при этом, вращающий момент.
Кинематический и силовой расчет механизма.
Примем КПД механизма равному 1.
Найдем передаточное отношение механизма,определяемое в направлении потока мощности:
Найдем угловые скорости вращения входного и выходного валов и мощности на них:
)
)
Расчет зубчатых передач.
Определим значение модуля m в таблице, с помощью значения 
Зададим число зубьев шестерни в диапазоне:
Определим число зубьев колеса и делительные диаметры пары:
Так как в механизме применяется передачи только внешнего зацепления, то коэффициент смещения x=0, найдем межосевое расстояние передачи
Выберем коэффициент радиального зазора при 
Найдем высоту зуба данной зубчатой передачи:
Найдем высоту головки зуба данной зубчатой передачи:
Найдем высоту ножки зуба данной зубчатой передачи:
Для каждого колеса ступени необходимо, определить диаметры вершин, диаметры впадин и диаметры основных окружностей.
Пусть, угол профиля зуба α=20°
Найдем диаметр вершин для шестерни:
Найдем диаметр впадин для шестерни:
Найдем диаметр основной окружности для шестерни:
Найдем диаметр вершин для колеса:
Найдем диаметр впадин для колеса:
Найдем диаметр основной окружности для колеса:
Проектный расчет валов и компоновка механизма.
Для всех валов проводим предварительный расчет минимально возможных диаметров в местах установки подшипников и зубчатых колес.
Из условия прочности вала на кручение:
Где пониженное допустимое напряжение: 
Полярный момент сопротивления круглого сечения: 
Минимальный диаметр вала в месте установки подшипников ищется по формуле:
Где диаметр штифта и вала связываются соотношением: 
Минимальный диаметр вала в месте установки зубчатого колеса ищется по формуле:
Произведем расчеты на минимальную толщину входного вала и в местах установки подшипников и зубчатых колес:
Проверочные расчеты.
В данном курсовом проекте выполняются следующие проверочные расчеты:
- зубьев колес на изгибную и контактную выносливость;
- валов на прочность при действии пусковой нагрузки и на сопротивление усталости.
Для данного курсового проекта я использовала сплав на основе системы: сталь 45 ГОСТ 1050-88 с твердостью HB 241.
Найдем фактическое число циклов при постоянном режиме нагрузки зуба колеса:
Так как базовое число циклов 
и 
,то
Для стальных зубчатых колес с твердостью 
напряжения равны:
и 
Коэффициенты: 
и 
Зная все эти данные, можем найти допускаемые напряжения изгиба и допускаемые контактные напряжения для каждой пары колес по формулам:
Проверка зубьев на изгибную выносливость для шестерни на промежуточном валу:
Где KFB=1-коэффициент неравномерной нагрузки по длине зуба,
KFV=1,1-коэффициент динамической нагрузки,
YF=4,15-коэффициент формы зуба,находится относительно кол-ва зубьев шестерни.
-удовлетворяет требованиям.
Проверка зубьев колеса на контактную выносливость:
Где ZH=1.76- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,
ZM=270 МПа-коэффициент учитывающий механические свойства материала,
KHB=1-коэффициент неравномерной нагрузки по длине зуба,
KHV=1.1-коэффициент динамической нагрузки.
-удовлетворяет требованиям
По кинематической схеме и компоновке механизма составим расчетную схему выходного вала, рассматривая его как статически определимую балку.
Определим силы:
Определим силы реакции в опорах для горизонтальной и вертикальной плоскости:
После определения силы реакции в опорах, строю эпюры изгибающих моментов Мy и Мz и эпюру крутящих моментов Мк, по которым в каждом опасном сечении определяю суммарный изгибающий момент 
и крутящий момент Мк.
При действующей пусковой нагрузки изгибающий момент равен:
107.295 
При действующей пусковой нагрузки крутящий момент равен:
76.728
Вычислим нормальные и касательные напряжения:
7,14 (МПа)
2,5(МПа)
Где W и WP осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения вычисляются по формулам:
15,02 (мм3)
30,62 (мм3)
Расcчитаем коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям:
81,23
Расcчитаем коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям:
Где 
и 
-пределы текучести материала:
Зная их, определим общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Так как 
,где 
-минимальное допустимое значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести, прочность вала можно считать обеспеченной.
Уточненный расчет вала на усталостную прочность проводят по формуле:
При 
-допускаемый коэффициент запаса прочности и 
-коэффициенты запаса сопротивления усталости по изгибу и кручению вычисляются по формулам:
и 
где 
, 
– пределы выносливости при изгибе и кручении,
, 
– амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений,
, 
– средние нормальные и касательные напряжения,
, 
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении,
, 
– коэффициенты чувствительности материала к асимметрии циклов напряжений при изгибе и кручении,
– фактор качества поверхности,
– масштабные факторы.
0,05 МПа
; 
0,009 МПа
Пределы выносливости связаны соотношением 
» (0,4…0,5) sв и » (1,7…1,8) 
sв-предел прочности,для стали 45sв=850 МПа,
то =1,75 МПа, =382,5Мпа
Значения 
и 
выбираем в зависимости от прочности материала вала и вида концентратора напряжений опасном сечении по таблице, 
Для шлифованных валов диаметром меньше 10 мм факторы 
Величины 
и 
зависят от механических характеристик материала. Для сталей
; 
МПа
=3,5, =325,6
S=3,5, значит усталостная прочность находится в пределах допускаемого значения коэффициента запаса прочности 
.
Проверка работоспособности подшипников.
Работоспособность подшипников оценивают по динамической грузоподъемности Cp, которая не должна превышать паспортную динамическую грузоподъемность С, указанную в справочном материале при выборе подшипников.
где L-расчетная долговечность подшипника в оборотах 
где Lh-число часов работы подшипника, которая принимается равной пятикратной долговечности двигателя.
Р- эквивалентная динамическая радиальная нагрузка,вычисляется по формуле
V – коэффициент вращения,V=1;
– коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке =1;
– температурный коэффициент; при рабочей температуре t < 125°C 
.
радиальная нагрузка на подшипник, равная величине реакции более нагруженной опоры вала
,
,
,
значит 
, в справочном материале на данный подшипник указано,
что грузоподъемность С=920 Н,значит условие 
выполняется.