- •Пояснительная записка
- •Задание на курсовую работу
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- •1.2.Требуемая мощность электродвигателя [9, с. 4], кВт
- •1.8.Допускаемые напряжения [9, с. 8] Допускаемые контактные напряжения
- •Допускаемые напряжения изгиба
- •1.13.Определение геометрических параметров ступеней ведущего вала
- •Эскизная компоновка редуктора
- •Подбор и проверка прочности шпонок
- •1.18.Подбор и проверка прочности шпонок на ведущем валу Шпонка на выходном конце ведущего вала под полумуфту
- •Подбор и проверка подшипников качения
- •Уточнённый расчёт валов на выносливость
- •Система смазки редуктора
- •Выбор муфты и проверка ее деталей на прочность
- •Список литературы
1.8.Допускаемые напряжения [9, с. 8] Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колес, как менее твердое.
(МПа)
=2HB +70,
МПа.
Коэффициент долговечности:
NHδ = 107 - базовое число циклов.
Число циклов перемены напряжений Nр:
тогда,
- коэффициент безопасности;
Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определяется для шестерни.
(МПа);
= 1,8 HB;
= 1,8230 = 414 MПа
KFL – коэффициент долговечности,
SF – коэффициент безопасности,
KFC – коэффициент реверсивности.
Коэффициент долговечности:
где – базовое число циклов перемены напряжений.
KFL = 0,644;
KFC = 0,75; [9, с. 9]
SF = 1,75; [9, с. 9]
, МПа;
(МПа)
= 1,8 HB;
= 1,8180= 324 МПа,
, МПа.
1.9.Проектный расчёт на контактную прочность второй ступени (тихоходной)
Межосевое расстояние второй ступени:
где Т3 – крутящий момент на ведомом валу (см. п. 1.6);
KH – коэффициент расчетной нагрузки KH = 1,5; [9, c. 10];
ψa2 – коэффициент ширины колеса ψa2 = 0,4; [9, c. 10].
Полученное значение округляем в большую сторону до стандартного.
Назначаю = 224 мм. [9, с. 10]
Модуль зацепления второй ступени:
m = (0,01 ÷ 0,02)aw2
m = (0,01 ÷ 0,02)224 = (2,24 ÷ 4,48) мм.
По ГОСТ 21426 назначаю m = 4 мм (в большую сторону). [9, табл. 2.2, c. 11]
Числа зубьев второй ступени:
Суммарное:
Шестерни:
Колеса: ,
Фактическое передаточное число второй ступени:
Отклонение фактического передаточного числа от номинального выполняется.
Геометрические параметры зацепления второй ступени
Диаметр делительной окружности шестерни: ,
мм.
Диаметр делительной окружности колеса: ,
мм.
Диаметр окружности выступов шестерни: ,
мм.
Диаметр окружности выступов колеса: ,
мм.
Диаметр окружности впадин шестерни: ,
мм.
Диаметр окружности впадин колеса: ,
мм.
Фактическое межосевое расстояние второй ступени:
Ширина колеса второй ступени: , мм.
Ширина шестерни второй ступени: , мм.
Проверочный расчет второй ступени
Окружная скорость второй ступени:
При V2 = 2,75 м/с, назначаем 9-ю степень точности. [9, табл. 2.3, с. 12].
Коэффициент расчетной нагрузки второй ступени:
где – коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся зубьев . По 9-й степени точности при HB < 350 и v2=2,75 м/с, =1,1375. [9, табл. 2.4, с. 13]
;
Поскольку фактическая величина коэффициента расчетной нагрузки (KH = 1,5 – из пункта 2.3.1), то проверка зубьев на контактную прочность не требуется.
Силы, действующие в зацеплении второй ступени:
Окружная:
Радиальная:
tg() = 0,364.
Нормальная:
cos(α) = 0,94.
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба второй ступени:
где ;
YF – зависит от числа зубьев и коэффициента смещения Х;
YF – коэффициент формы зуба;
[9, табл. 2.5, с. 14]
Относительная прочность зубьев:
шестерни
колеса
Так как > , то проверку проводим по зубьям колеса.
Прочность зубьев колеса второй ступени по напряжениям изгиба обеспечена.
1.10.Проектный расчёт на контактную прочность первой ступени (быстроходной)
Межосевое расстояние первой ступени:
где Т2 – крутящий момент на промежуточном валу (см. п. 1.6).
Назначаем KH = 1,5; ψa1 = 0,25. [9, c. 10]
мм.
Округляем до стандартного большего aw1 = 160 мм. [9, с. 10].
Модуль зацепления первой ступени:
m = (0,01 0,02) ;
m = (0,01 0,02)160 = (1,6 ÷ 3,2) мм.
По ГОСТ 21426 назначаю m = 2 мм (в меньшую сторону). [9, табл. 2.2, c. 11].
Числа зубьев первой ступени.
Суммарное:
Шестерни:
Колеса:
Фактическое передаточное число первой ступени:
Геометрические параметры зацепления первой ступени
Диаметр делительной окружности шестерни: ,
мм.
Диаметр делительной окружности колеса: ,
мм.
Диаметр окружности выступов шестерни: ,
мм.
Диаметр окружности выступов колеса: ,
мм.
Диаметр окружности впадин шестерни: ,
мм.
Диаметр окружности впадин колеса: ,
мм.
Фактическое межосевое расстояние первой ступени:
Ширина колеса первой ступени: , мм.
Ширина шестерни первой ступени: , мм.
Проверочный расчет первой ступени
Окружная скорость первой ступени:
По этой величине при твердости НВ < 350 назначаем 8-ю степень точности. [9, табл. 2.3, с. 12].
Коэффициент расчетной нагрузки первой ступени
По 8-ой степени v1 = 7 м/с и HB<350:
Так как =1,28 меньше =1,5 принятого ранее, проверка зубьев на контактную прочность не требуется.
Силы, действующие в зацеплении первой ступени
Окружная:
Радиальная:
Нормальная:
Проверка прочности зубьев первой ступени на изгиб
[9, табл. 2.5, с. 14].
Относительная прочность зубьев первой ступени шестерни колеса
; ;
т.к. , проверку производим по зубьям колеса, как менее прочного.
[9, табл. 2.4, с. 13]
Прочность зубьев первой ступени по напряжениям изгиба обеспечена.
Проектный расчёт валов на прочность
1.11.Выбор материала валов
В качестве материала для изготовления валов, выбираем среднеуглеродистую сталь 45 с термообработкой «Улучшение» до твердости 235…262 НВ.
Механические характеристики стали 45:
- предел прочности;
- предел текучести;
- предел выносливости;
1.12.Выбор допускаемых напряжений
В данной работе проектный расчет валов выполняем только по напряжениям кручения. Напряжения изгиба, концентрация напряжений и переменность напряжений во времени при этом не учитываются. Поэтому, в целях компенсации приближенности проектного расчета, допускаемые напряжения на кручение применяют пониженными [к] = (2025) МПа.
Принимаем допускаемые напряжения на кручение:
- для ведущего и ведомого валов;
- для промежуточного вала.