- •Курсовая работа
- •Пояснительная записка
- •Аннотация
- •Содержание
- •Введение
- •Кинематический расчёт
- •Выбор материала зубчатых колёс редуктора
- •Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости
- •Геометрический расчет зубчатых колёс редуктора
- •Определение сил, действующих в зацеплении
- •Проверка на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев
- •Предварительный расчет валов
- •Эпюра изгибающих моментов ведущего вала
- •Проверочный расчет ведущего вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Определение реакции опор ведомого вала
- •Расчетная схема ведомого вала
- •Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала
- •Эпюра изгибающих моментов ведомого вала
- •Проверочный расчет ведомого вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •Проверка долговечности подшипников Ведущий вал
- •Ведомый вал
- •Расчёт основных размеров корпуса редуктора
- •17. Заключение
- •Список литературы
Выбор материала зубчатых колёс редуктора
Исходя из задания, принят материал зубчатых колес со следующими механическими характеристиками:
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка: улучшение
твердость, HB : 269
- для колеса : сталь : 45
термическая обработка: улучшение
твердость, HB : 229
2.1. Пределы контактной и изгибной выносливости зубьев
шестерни:
= 2 ∙ НВı + 70= 2 · 269+70= 608 МПа;
= 1,8 ∙ НВı=1,8·269 =484 МПа.
колеса:
= 2 ∙ НВ₂ + 70= 2 · 229+70= 528 МПа;
= 1,8 ∙ НВ₂=1,8·229 = 412МПа.
2.2.Определение коэффициента долговечности, при расчете на контактную выносливость.
Расчетное число циклов напряжений, при заданном сроке службы:
60 · 980 · 8 000 = 470,4 · 106 циклов;
60 · 150 · 8 000 = 72 · 106 циклов, где
8 000 часов – заданное число часов работы привода.
ZHL= 1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки передачи, так как, где= 20 · 106 – базовое число циклов напряжений, при термической обработке –улучшение.
2.3. Допускаемые контактные напряжения:
для материалов шестерни:
· 1 = 553 МПа. .
для материалов колес:
· 1 = 480, где
SH min= 1,1– минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от вида термической обработке материала.
Для прямозубых колес в качестве расчетного допустимого контактное напряжение принято наименьшее из допускаемых напряжений:
[σн]=480 МПа.
2.4.Допускаемые изгибные напряжения:
для материала шестерни:
∙ 1 ∙ 1 = 277 МПа;
для материала колеса:
∙ 1 ∙ 1 = 236 МПа, где
SFmin= 1,75 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс, изготовленных из поковок);
YN = 1 – коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче;
Yα= 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки).
Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости
3.1.Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
,
где Kd =1650 – вспомогательный коэффициент;
0,85 – коэффициент формы зуба;
= 1,06– коэффициент внутренней динамической нагрузки;
1,08 – коэффициента, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес, зависящего оти схемы расположения колёс относительно опор.
– коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра:0,166 ∙= 1,06.
de2*=1650 ∙ = 303,47 мм
По ГОСТ 12289–76 предварительно 315 мм.
Значение b = b1 = b2 = 45 мм – ширины венцов зубчатых колёс, определяется в зависимости от внешнего делительного диаметраи передаточного числаu, по ГОСТ 12289–76. С учетом углов делительных конусов принимаем300 мм.
3.2.Определение числа зубьев колеса (по эмпирической формуле).
, где
С = 18 – числовой коэффициент, зависящий от вида упрочнения зубьев.
Z2* =18 ∙ ∙ = 143,76;
Принято Z2= 144.
3.3.Определение числа зубьев шестерни.
Z1= == 22,86;
Принято 23.
3.4. Определение фактического передаточного числа.
;= 6,26
3.5. Отклонение от ранее принятого значения.
; ∙ 100% = 0,6 %
Отклонение от ранее принятого значения не должно превышать 0,6%.