- •Федеральное агентство по образованию
- •Общие указания
- •Введение
- •Рекомендации к выполнению курсового проекта
- •Требования к оформлению расчетно-пояснительной записки
- •Требования к оформлению графической части курсового проекта
- •Последовательность работы над проектом
- •Защита курсового проекта
- •Задания к проекту по деталям машин
- •Примеры расчета
- •Скорость
- •2. Расчет зубчатых колес редуктора
- •2.1. Выбор материала и термообработки
- •2.2. Проектировочный расчет
- •2.3. Силы в зацеплении
- •2.4. Проверочный расчет на контактную выносливость
- •2.5. Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке
- •2.6. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
- •2.7. Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке
- •3. Предварительный расчет валов редуктора
- •4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •6. Первый этап компоновки редуктора
- •Построение эпюр
- •7. Проверка долговечности подшипников
- •8. Второй этап компоновки
- •9. Проверка прочности шпоночных соединений
- •10. Уточненный расчет валов
- •11. Вычерчивание редуктора
- •12. Выбор сорта масла
- •13. Сборка редуктора
- •14. Допуски и посадки
- •Пример 2 Привод к ковшовому транспортеру
- •1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •Передаточное отношение привода [1, c. 7]
- •Расчет зубчатых колес редуктора
- •2.1. Выбор материала и термообработки
- •2.2. Допускаемые контактные напряжения
- •2.3. Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния
- •2.4. Нормальный модуль зацепления
- •2.10. Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке
- •3. Предварительный расчет валов редуктора
- •4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •6. Первый этап компоновки редуктора
- •7. Проверка долговечности подшипников
- •Расчетная долговечность, млн. Об.
- •8. Второй этап компоновки редуктора
- •9. Проверка прочности шпоночных соединений
- •10. Уточненный расчет валов
- •Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
- •Изгибающий момент в вертикальной плоскости
- •Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения а-а
- •11. Выбор сорта масла
- •12. Сборка редуктора
- •13. Допуски и посадки
- •14. Спецификация
- •Пример 3 Привод к винтовому конвейеру
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •Проектный расчет редуктора
- •2.1. Выбор числа заходов червяка
- •2.2. Выбор материала
- •2.3. Расчет межосевого расстояния
- •3. Проверочные прочностные расчеты
- •3.1. Силы в передаче
- •3.2. Проверка зубьев червячного колеса на контактную выносливость
- •3.3. Проверочный расчет на контактную статическую
- •Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7. Проверка долговечности подшипников
- •8. Второй этап компоновки редуктора
- •9. Тепловой расчет редуктора
- •10. Проверка прочности шпоночных соединений
- •11. Уточненный расчет валов
- •12. Посадка деталей редуктора
- •Вопросы для подготовки к защите курсового проекта
- •Библиографический список
- •Размеры, мм
- •Размеры, мм
- •Размеры, мм
2.3. Силы в зацеплении
Силы в зацеплении (по формулам (8.6) и (8.7) [1]):
окружная сила
Н;
радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,
Fr1 = Fа2 = Ft tg cos 1 = 1443tg 20cos 1734’ = 501 Н;
осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,
Fа1 = Fr2 = Ft tg sin 1 = 1443tg 20sin 1734’ = 158 Н.
2.4. Проверочный расчет на контактную выносливость
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
.
По табл. 3.5 [1] при Шbd=0,56, при консольном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, – КН= 1,23.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, – КН= 1,02 (табл. 3.4 [1]).
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес при 5 м/с, – КНv=1,05 (табл. 3.6 [1], принято предельное значение).
Таким образом, КН= 1,231,021,05 = 1,3.
Проверяем контактное напряжение
МПа.
2.5. Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке
Расчетные контактные напряжения при пиковой нагрузке по формуле 3.21 [1]
МПа.
Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением
МПа,
где предел текучести для стали Ст 40Х при диаметре заготовки > 160 мм т= 540 МПа;
Hmax= 521,6 < []Hmax= 1674 МПа.
Условие прочности выполняется.
2.6. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
.
Здесь F= 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической; КF– коэффициент нагрузки.
КF= КFКF= 1,211,45 = 1,755,
где КF= 1,21 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, берется из табл. 3.7 [1] приbd= 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ < 350; КF= 1,45 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при твердости НВ < 350, скорости= 5,2 м/с и 7-й степени точности (см. табл. 3.8 [1]) (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием на с. 53).
Коэффициент формы зуба YFвыбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев [1,c.46]:
для шестерни
,
при этом YF1= 3,88 [1, с.42];
для колеса
,
при этом YF2= 3,6 [1, с.42].
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на изгиб
.
Предел выносливости при изгибе по табл. 3.9 [1] для стали Ст 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 = 1,8 НВ;
для шестерни = 1,8270 = 490 МПа;
для колеса = 1,8245 = 440 МПа.
Коэффициент запаса прочности
[SF] = [SF]'.[SF]'' = 1,751 = 1,75,
где [SF]' = 1,75 (по табл. 3.9 [1]) – учитывает нестабильность механических свойств;
для поковок и штамповок [SF]'' = 1.
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни
МПа;
для колеса
МПа;
для шестерни отношение
МПа;
для колеса
МПа.
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб колеса:
МПа < [F2] = 250 МПа.
2.7. Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке
Расчетные изгибные напряжения при пиковой нагрузке
.
Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением:
;
.
Условие прочности выполнено.
Таким образом, все условия прочности выполняются.