Пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине “Детали машин”

на тему “ ”

Выполнил: студент гр.:

.

Проверил :

.

2021

Рисунок – Задание

Исходные данные:

№ зад. – 82

N₁ – 4 КВт

n₁– 500 об/мин

U₁ – 3

U₂ - 2

Содержание

2.Расчет быстроходной передачи редуктора 4

3. Расчет тихоходной передачи редуктора 11

4. Расчет быстроходного вала 16

5. Расчет промежуточного вала 22

6. Расчет тихоходного вала 25

7. Расчет шпоночных соединений 31

8. Подбор подшипников качения 34

Заключение 39

Список использованных источников 40

Определим частоты вращения валов:

об/мин;

об/мин.

Определим крутящие моменты на валах:

Н*мм;

Н*мм;

Н*мм.

здесь ₁=0,98 - к.п.д. закрытой цилиндрической передачи

₂=0,99 - к.п.д. одной пары подшипников качения

Результаты вычислений занесем в таблицу:

Таблица 1

№ вала	n, об/мин	T, Н*мм
1	500	76400
2	166,67	222370
3	83,3	431486

2.Расчет быстроходной передачи редуктора

2.1 Исходные данные для расчета

Т₂= 222370 -крутящий момент на колесе;

n₁= 500 -обороты ведущего вала;

U=3 - передаточное отношение;

НВ₁= 330- твердость зубьев материала шестерни;

НВ₂= 300 - твердость зубьев материала колеса;

_ва= 0.25- относительная ширина передачи;

z₁= 20 -число зубьев шестерни;

= 0.25 рад - угол наклона зубьев;

z₂=U*z₁= 3*20=60 - число зубьев колеса;

20.9 - эквивалентное число зубьев шестерни;

83,6 - эквивалентное число зубьев колеса;

4.08 - коэффициент формы зуба шестерни (, табл.15, с.20);

3.60 - коэффициент формы зуба колеса (, табл.15, с.20);

К_Н= 1.17 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки при расчете контактных напряжений (, рис.5, с.17);

К_F= 1.25 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки при расчете изгибных напряжений;

S_H1= 1.1 - коэффициент безопасности при расчете допускаемых контактных напряжений для шестерни;

S_H2= 1.1 - коэффициент безопасности при расчете допускаемых контактных напряжений для колеса;

ПМ₁= 2 - признак материала зубьев шестерни (термообработка – объемная закалка);

ПМ₂= 2 - признак материала зубьев колеса (термообработка – объемная закалка);

S_F= 2 - коэффициент безопасности при расчете допускаемых изгибных напряжений.

2.2 Проектировочный расчет передачи (на контактную прочность)

Предварительное значение коэффициента нагрузки для расчета по контактным напряжениям:

К_Н=1,1*К_Н=1,1*1,17=1,287

Базовое число циклов нагружения зубьев шестерни при расчете на контактную прочность:

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни:

Коэффициент долговечности для шестерни:

В соответствии с рекомендациями (1, стр.14)

Определим допускаемое контактное напряжение для шестерни:

Н*мм².

Твердость рабочих поверхностей зубьев колеса:

НВ₂=НВ₁-  НВ=300

Частота вращения колеса:

об/мин;

Определим базовое число циклов нагружения зубьев колеса при расчете по контактным напряжениям:

300^2,4 = 2,64*10⁷

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса:

166,67*10000=1*10⁸

Коэффициент долговечности для колеса:

Принимаем

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

Н*мм².

В дальнейших расчетах берем меньшее из и

Определим межосевое расстояние:

мм.

Модуль зацепления:

мм.

По ГОСТ 9563-80 (1, т.14, с.18) уточним его значение

m_n= 2,5 мм.

2.3 Геометрические параметры передачи

Уточненное межосевое расстояние:

мм.

Ширина колеса:

0,25*103,2 = 25,8 мм.

Примем в₂=26 мм.

Ширина шестерни:

в₁=в₂+5мм= 26+5=31 мм.

2.3.1 Делительные диаметры (мм)

Шестерни:

мм

Колеса:

мм

2.3.2 Диаметры окружностей вершин

Шестерни:

51,6+2*2,5= 56,6 мм

Колеса:

154,8+2*2,5= 159,8 мм

2.3.3 Диаметры окружностей впадин

Шестерни:

51,6-2,5*2,5=45,3 мм

Колеса:

154,8-2,5*2,5=148,5 мм

2.4 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Определим скорость в зацеплении:

м/с.

Уточненное значение коэффициента динамичности нагрузки:

Уточненное значение коэффициента нагрузки:

К_Н=К_Н * К_НV=1,17*1,01= 1,18

Действительные контактные напряжения в зацеплении:

Н*мм².

Перегрузка:

Что вполне допустимо, т.к. 

2.5 Проверка зубьев на изгиб

Т.к. термообработка шестерни и колеса одинакова (объемная закалка), то расчет ведем по допускаемым напряжениям на изгиб для шестерни

2.5.1 Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни:

2.5.2 Коэффициент долговечности для шестерни:

В соответствии с рекомендациями (1, стр.15) принимаем

2.5.3 Допускаемое изгибное напряжение для шестерни:

Н*мм².

2.5.4 Определение некоторых коэффициентов

Коэффициент динамичности нагрузки для расчета по изгибным напряжениям:

Коэффициент нагрузки:

K_F=K_F * K_FV = 1,25*1,02=1,27

Коэффициент, учитывающий участие в зацеплении косозубой передачи нескольких пар зубьев:

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

2.5.5 Определим действительное изгибное напряжение в зацеплении:

Условие прочности на изгиб выполнено

2.5.6 Определение сил и моментов, действующих в зацеплении

Окружные силы:

Радиальные силы:

Осевые силы:

Сосредоточенные моменты от силы