Кинематический расчет конического редуктора

k_F = 1 – коэффициент влияния шероховатости поверхности

коэффициент концентрации нормальных напряжений

k_σ2 = (k_υd +  k_F – 1) / k_υ = (3,43 + 1 – 1) / 1 = 3,43

 

k_υd = 2,46 для диаметра d_п2 = 30 мм и σ_в  = 800 Н/мм²  – коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений и влияние диаметра сечения;

коэффициент концентрации касательных  напряжений

 

k_τ2 = (k_υd +  k_F – 1) / k_υ = (2,46 + 1 – 1) / 1 = 2,46

 

6.3.15. Определяем  коэффициенты запаса прочности  по нормальным и касательным напряжениям

 

В сечении  I-I

 

s_σ1 = σ_-1 / σ_a1 ∙ k_σ1 = 260 / 13,4 ∙ 3,46 = 5,6

 

где σ_-1 = 260 Н/мм² 

 

s_τ1 = τ_-1 / τ_a1 ∙ k_σ1 = 150 / 3,4 ∙ 2,48 = 17,8

 

где τ_-1 = 150 Н/мм² 

 

В сечении  II-II

 

s_σ2 = σ_-1 / σ_a2 ∙ k_σ2 = 260 / 12,1 ∙ 3,43 = 6,3

 

s_τ2 = τ_-1 / τ_a2 ∙ k_σ2 = 150 / 3,8 ∙ 2,46 = 16

 

6.3.16. Проверяем условие прочности  вала

 

В сечении  I-I

 

 > [s] = 2,1,

 

В сечении  II-II

 

> [s] = 2,1.

 

6.3.17. Определим  действительные запасы прочности  вала

 

Метод эквивалентного напряжения:

В сечении I-I

 

n₁ = [σ_-1]₁ / σ_э1  = 57 / 29,7 = 1,9,

 

В сечении II-II

 

n₁ = [σ_-1]₁ / σ_э2  = 76 / 28,3 = 2,7.

 

Метод расчетного коэффициента запаса прочности:

В сечении I-I

 

n₁ = s₁ / [s] = 5,3 / 2,1 = 2,5,

 

В сечении II-II

 

n₂ = s₂ / [s] = 5,9 / 2,1 = 2,8.

 

Если взять среднее значение допускаемого коэффициента запаса прочности 

[s]_ср = (1,3 + 2,1) / 2 = 1,7, то получим:

 

В сечении I-I

 

n₁ = s₁ / [s]_ср = 5,3 / 1,7 = 3,1,

 

В сечении II-II

 

n₂ = s₂ / [s]_ср = 5,9 / 1,7 = 3,5.

 

Простым сравнением можно прийти к  выводу, что оба метода дают близкие  по точности результаты и могут применяться  для проверочных расчетов вала.

 

Проверочный расчет подшипников

 

Определим отношение

 

А / С₀ = 227,4 / 12000 = 0,019,

 

согласно которому находим методом  интерполяции коэффициент е = 0,34.

 

6.4.2.  Подшипник в опоре А нагружен только радиальной силой R_А, а в опоре С радиальной силой R_С и осевой – А. Т.к. R_А < R_С, то расчету подлежит подшипник в опоре С, учитывая, что этот подшипник нагружен еще осевой силой. Для опоры С определяем отношение А / R_С = 227,4 / 998 = 0,23 < е = 0,34. В этом случае Х = 1,

Y = 0.

 

6.4.3.  Определяем эквивалентную нагрузку подшипника С

 

Q_С = R_С ∙ k_Б ∙ k_Т = 988∙1,4∙1 = 1383 Н ≈ 1,4 кН.

 

4. Находим номинальную долговечность более нагруженного подшипника

 

L = a∙(C / Q_С)^m = 0,7∙(22 / 1,4)³ = 2716 ч.

 

5. Рассчитываем базовую долговечность

 

L_h = 10⁶∙L / 60n = 10⁶∙2716 / 60∙694,5 = 65200 > [L_h] = 10000ч,

 

что больше требуемой долговечности.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

В данной курсовой работе был произведен расчет конического редуктора. Был  произведен подбор электродвигателя для  данного редуктора, рассчитаны геометрические и кинематические параметры механизма. Произведен силовой расчет механизма. Также произведены расчеты основных размеров зубьев и корпуса редуктора.

Над полученным редуктором был произведен проверочный расчет. Конические зубчатые колеса были проверены на изгиб и на контактную прочность. Также были рассчитаны на прочность валы и подшипники.

Проверочных расчеты показали, что  полученный редуктор обладает большой  прочностью.

Также в курсовой работе были выполнены  графические работы.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список  используемой литературы

 

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.
2. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для ВУЗов М.: Высшая школа, 1982.
3. Руппель А.И. Основы механики: Программа, методические указания и контрольные задания. Омск: Изд-во СибАДИ, 2001.
4. Руппель А.И. Краткий курс механики: Учебное пособие. Омск: Изд-во

СибАДИ, 2003.

5.    Цехнович Л.И. Атлас  конструкций редукторов. Киев: Высшая  школа, 1990.