- •Содержание
- •1. Разработка кинематической схемы привода
- •1.1 Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого привода с цилиндрическим редуктором (рис.1)
- •1.2 Условия эксплуатации
- •1.3 Срок службы приводного устройства
- •2. Выбор электродвигателя кинематический расчет привода
- •2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
- •2.2 Определяем общее передаточное число привода по формуле:
- •3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
- •4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
- •4.1 Определяем межосевое расстояние по формуле:
- •4.2 Определяем модуль зацепления
- •4.9 Пригодность заготовок колес.
- •4.10 Проверяем зубья колес по контактным напряжениям:
- •4.11 Проверяем зубья колес на напряжение изгиба
- •5. Расчет открытой поликлиноременной передачи
- •6. Эскизное проектирование валов редуктора
- •6.1 Нагрузки валов.
- •6.2 Выбор материала валов.
- •6.3 Выбор допускаемых напряжений на кручении [1]
- •6.4 Определяем геометрические параметры ступеней валов.
- •6.5 Предварительный выбор подшипников качения.
- •6.6 Разработка чертежа общего вида редуктора [1]
- •7. Расчетная схема валов редуктора
- •7.1 Определение реакций в опорах подшипников.
- •8. Проверочный расчет подшипников
- •8.1 Подбор подшипников для быстроходного вала.
- •8.2 Подбор подшипников для тихоходного вала.
- •8.3 Схема нагружения подшипников.
- •9. Разработка чертежа общего вида редуктора
- •9.1 Согласно таблице 10.2 [1] рассчитываем конструктивные элементы зубчатого колеса:
- •9.2 Конструирование валов.
- •9.3 Выбор соединений.
- •9.4 Конструирование подшипниковых узлов.
- •9.5 Крышки подшипниковых узлов.
- •9.6 Уплотнительные устройства.
- •9.7 Конструирование корпуса редуктора.
- •9.8 Конструирование шкивов ременной передачи.
- •9.9 Смазывание. Смазочные устройства.
- •10. Расчет технического уровня редуктора
- •10.1 Определяем массу редуктора по формуле:
- •10.2 Определяем критерий технического уровня редуктора, по формуле:
- •11. Проверочные расчеты
- •11.1 Проверочный расчет шпонок.
- •11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов.
- •11.3 Проверочный расчет валов.
- •Список использованных источников
- •Курсовой проект по предмету детали машин
3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
3.1. Выбор материала и термической обработки.
По таблице 3.1 [1], назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х с термической обработкой: колеса – улучшение, 296…302 НВ; шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, 45…50 HRC.
3.2 Допускаемые напряжения.
Определяем контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для шестерни и колеса.
3.2.1 Определяем допускаемые напряжения для колеса.
Определяем среднюю твердость колеса:
НВср =
Базовые числа циклов нагружений:
- контактная прочность
NHO2 = (НВср)3 (3.1)
NHO2 = 2993 = 2,6 * 107 циклов
- изгиб
NFO2 = 4 * 106 циклов.
Действительное число циклов перемены напряжений:
N2 = 60 * n2 * Ln (3.2)
где
n2 – частота вращения колеса, n2 = 85 об/мин.
Lh – срок службы, Lh = 6100 ч.
тогда
N2 = 60 * 85 * 6100 = 3,1 * 107 циклов.
Определяем коэффициент долговечности по контактным напряжениям:
KHL2 = ≤ KHLmax (3.3)
При термической обработке улучшение KHLmax = 2,6
KHL2 = = 0,97 ≤ 2,6
Определяем коэффициент долговечности на изгиб
Так как N2 > NFL2 то NFL2 = 1.
Значение [σ]HO и [σ]FO принимаем по таблице 2.2 [3]
[σ]HO2 = 1,8 НВср + 67 (3.4)
[σ]HO2 = 1,8 * 299 + 67 = 605 Н/мм2
[σ]FO2 = 1,03 НВср
[σ]FO2 = 1,03 * 299 = 308 Н/мм2
Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле
[σ]H2 = KHL2 * [σ]HO2 (3.6)
[σ]H2 = 0,97 * 605 = 587 Н/мм2
Определяем допускаемое напряжение изгиба по формуле
[σ]F2 = KFL2 * [σ]FO2 (3.7)
[σ]F2 = 1 * 308 = 308 Н/мм2
3.2.1 Определяем допускаемые напряжения для шестерни.
Определяем среднюю твердость шестерни:
HRCср =
Базовые числа циклов нагружений:
- по таблице 3.3 [1] определяем NHO1
NHO1 = 6,8 * 107 циклов.
- число циклов перемены напряжений при расчете на изгиб
NFO1 = 4 * 106
Действительное число циклов перемены напряжений:
N1 = N2 * Uред (3.8)
N1 = 3,1 * 107 * 4,0 = 12,4 * 107 циклов.
Определяем коэффициент долговечности по контактным напряжениям и напряжениям на изгиб.
Так как N1 > NHO1 то KHL = KFL1 = 1
Значения [σ]HO1 и [σ]FO1 принимаем по таблице 2.2 [3]
[σ]HO1 = 14HRCср + 170 (3.9)
[σ]HO1 = 14 * 47 + 170 = 828 Н/мм2
[σ]FO1 = 310 Н/мм2
Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле
[σ]H1 = KHL1 * [σ]HO1 (3.10)
[σ]H1 = 1 * 828 = 828 Н/мм2
Определяем допускаемое напряжение изгиба по формуле
[σ]F1 = KFL1 * [σ]FO1 (3.11)
[σ]F1 = 1 * 310 = 310 Н/мм2
4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
4.1 Определяем межосевое расстояние по формуле:
aw ≥ (4.1)
где
Ка – коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых колес Ка = 49,5;
ψа – коэффициент ширины колеса, при симметричном расположении колес ψа = 0,315…0,4, принимаем ψа = 0,315;
Uред – передаточное число редуктора;
Т2 – вращающий момент на тихоходном (выходном) валу, Н·м;
[σ]H – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, [σ]H = 587 Н/мм2;
КНβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев КНβ = 1.
тогда
aw = мм
По таблице 19.1 [3] принимаем межосевое расстояние аw = 160 мм.