- •Содержание
- •Общие положения.
- •2. Задание.
- •3. Структура и оформление пояснительной записки.
- •3.3 Выбор двигателя:
- •Определение нагрузок валов редуктора:
- •Проектный расчет валов:
- •Проверочный расчет подшипников:
- •Проверочный расчет шпонок.
- •Графическая часть и требования к оформлению.
- •Рекомендуемая литература.
- •Рекомендации по выполнению курсового проекта.
- •. Описание работы привода, определение срока службы привода.
- •Выбор двигателя.
- •6.2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.
- •Определение передаточного числа привода и его ступеней.
- •6.2.3 Окончательный выбор типа двигателя.
- •Определение силовых и кинематических параметров привода.
- •Выбор твердости, термообработки и материала передаточных звеньев привода (зубчатые передачи).
- •6.3.2. Определение допускаемых контактных напряжений [g]н , н/мм2.
- •6.3.3. Определение допускаемых напряжений изгиба [g]f, н/мм2.
- •6.3.4. Выбор твердости, термообработки и материала передаточных звеньев червячных передач.
- •6.3.5. Определение допускаемых контактных [g]н , н/мм2 и изгибающих [g]f , н/мм2 напряжений (червячное колесо).
- •6.4 Расчет зубчатых передач редукторов.
- •Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи (рис3).
- •Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
- •Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи.
- •Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи.
- •Проектный расчет закрытой червячной передачи (см. Рис.6).
- •Проверочный расчет закрытой червячной передачи.
- •Проектный расчет плоскоременной передачи.
- •Проектный расчет клиноременной и поликлиноременной передачи.
- •Проектный расчет открытых (цилиндрических и конических) зубчатых передач.
- •Проектный расчет цепной передачи.
- •Определение нагрузок валов редуктора.
- •Определение сил в зацеплении закрытых передач.
- •Определение консольных сил.
- •Силовая схема нагружения валов редуктора.
- •Проектный расчет валов.
- •Выбор материалов валов.
- •Выбор допускаемых напряжений на кручение.
- •Определение геометрических параметров ступеней валов.
- •Предварительный выбор подшипников качения.
- •Эскизная компоновка.
- •Проверочный расчет подшипников.
- •6.10.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки.
- •Порядок определения re; Crp; l1Oh для радиальных шариковых однорядных подшипников.
- •Порядок определения re; Crp; l1Oh для радиально – упорных шариковых и роликовых однорядных подшипников.
- •Порядок определения re; Crp; l1Oh для радиально – упорных шариковых и роликовых двухрядных (сдвоенных однорядных) подшипников фиксирующих опор, установленных по схеме 2.
- •Выбор муфт.
- •6.11.1. Определение расчетного момента и выбор муфты.
- •Муфты втулочно – пальцевые.
- •6.11.3. Муфты упругие со звездочкой.
- •Муфты упругие с торообразной оболочкой.
- •Цепные муфты.
- •Установка муфт на валах.
- •Смазывание. Смазочные устройства.
- •6.12. 1. Смазывание зубчатого (червячного зацепления).
- •Смазывание подшипников.
- •Проверочный расчет шпонок.
6.3.2. Определение допускаемых контактных напряжений [g]н , н/мм2.
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [G]H1 и колеса [G]H2 в следующем порядке:
Определяется коэффициент долговечности KHL:
KHL= 6\/ NHO / N,
где NHO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. таблицу 6.3.3.); N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка),
N = 573 wLh .
Здесь w – угловая скорость соответствующего вала, 1/с (см. табл.6.2.6), Lh – срок службы привода (ресурс, см. п.6.1).
Если N > NHO , то принять KHL = 1.
Таблица 6.3.3. Значение числа циклов NHO.
Средняя твердость поверхности зубьев |
НВСР
|
200 |
250 |
300 |
350 |
400 |
450 |
500 |
550 |
600 |
HRCЭ |
- |
25 |
32 |
38 |
43 |
47 |
52 |
56 |
60 |
|
NHO , млн. циклов |
10 |
16,5 |
25 |
36,4 |
50 |
68 |
87 |
114 |
143 |
|
По табл. 6.3.1. определить допускаемое контактное напряжение [G]но.
Определить допускаемые контактные напряжения шестерни [G]H1 и колеса [G]H2 :
[G]H1= KHL1[G]но1; [G]H2= KHL2[G]но2.
Цилиндрические и конические зубчатые колеса для мало- и средненагруженных передач рассчитывают по меньшему значению [G]но.
Зубчатые передачи с непрямыми зубьями средненагруженные и имеющие разность твердостей
HB1ср – HB2ср > 70, рассчитывают по среднему значению по формуле:
[G]H = 0,45( [G]H1 + [G]H2).
При этом [G]H не должно превышать 1,23[G]H2 для цилиндрических косозубых колес и 1,15[G]H2 для конических колес с непрямым зубом. В противном случае принимается [G]H = 1,23 [G]H2 и [G]H = 1,15 [G]H2.
6.3.3. Определение допускаемых напряжений изгиба [g]f, н/мм2.
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [G]F1 и [G]F2, которые определяются в следующем порядке:
Коэффициент долговечности
KFL= 6\/ NFO / N,
Где NHO = 4* 106- число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости,
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка). При твердости <350HB, 1 < KFL < 2.08, при твердости >350HB, 1 < KFL < 1.63. Если N > NFO, то принимают KFL= 1.
Допускаемое напряжение изгиба выбирается по табл. 6.3.1.
Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:
[G]F1= KFL1[G]F01; [G]F2= KFL2[G]FO2.
Для реверсивных передач [G]F уменьшают на 25%.
Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач выполняют по меньшему значению [G]F, т. е. по менее прочным зубьям.