- •Курсовой проект
- •Содержание
- •1 Кинематический расчет привода 6
- •Введение
- •1 Кинематический расчет привода
- •1.1 Выбор электродвигателя
- •1.2 Уточнение передаточных чисел
- •1.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов
- •1.4 Определение крутящих моментов на валах
- •1.5 Определение мощности на валах
- •2 Расчет зубчатых передач
- •2.1 Выбор материалов и термообработки
- •2.2 Допустимые контактные напряжения
- •2.3 Допускаемые напряжения на изгиб зубьев
- •2.4 Расчёт геометрических параметров передачи
- •2.5 Расчёт нагрузок, действующих в зацеплении
- •2.6 Проверочный расчёт зубчатой передачи
- •3 Расчёт ремённой передачи
- •3.1 Проектный расчёт
- •3.2 Проверочный расчет
- •4 Эскизное проектирование
- •4.1 Расстояние между деталями редуктора
- •4.2 Предварительный расчёт валов
- •4.3 Расчёт конструктивных элементов зубчатых колёс
- •4.4 Выбор подшипников качения
- •4.5 Выбор шпоночного соединения
- •5 Проверочные расчёты
- •5.1 Проверочный расчет подшипников качения
- •5.2 Проверочный расчёт шпоночного соединения
- •5.3 Проверочный расчет валов на прочность
- •Заключение
- •Список использованных источников
2 Расчет зубчатых передач
2.1 Выбор материалов и термообработки
Материал и термообработку выбираем по таблице 3.2 («Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит).
Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса для косозубых передач по шкале НВ:
Шестерня.
Материал – Сталь 45. Термическая обработка шестерни – улучшение.
Твердость зубьев: 269…302 HB.
(2.1)
Колесо
Материал – Сталь 45. Термическая обработка колеса и шестерни – нормализация.
Твердость зубьев: 179…207 HB.
(2.2)
2.2 Допустимые контактные напряжения
Допустимые контактные напряжения при расчёте зубчатых передач определяются по формуле:
(2.3)
В этой формуле отсутствуют коэффициенты по ГОСТ 21354-75, учитывающие влияние шероховатости, смазочного материала, скорости и размеров колес, которые для распространенных на практике показателей близки к единице.
(2.4)
(2.5)
(2.6)
Коэффициент долговечности =1.
(2.7)
(2.8)
Определяем допустимое контактное напряжение для шестерни и колеса:
(2.9)
2.3 Допускаемые напряжения на изгиб зубьев
Допустимые напряжения на изгиб при расчёте зубчатых передач определяется по формуле:
(2.10)
(2.11)
Коэффициент долговечности =1.
(2.12)
(2.13)
Модуль зацепления рассчитывается по меньшему из двух:
Таблица 2.1 – Характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачи |
Материал |
Вид термообработки |
Твердость НВ |
Механические характеристики материалов, МПа |
||||
σВ |
σТ |
260 |
[σН |
[σ]F |
||||
Шестерня |
45 |
Улучшение |
285,5 |
890 |
650 |
380 |
580,9 |
294,065 |
Колесо |
45 |
Нормализация |
193 |
600 |
320 |
260 |
414,4 |
198,79 |
2.4 Расчёт геометрических параметров передачи
Предварительное значение межосевого расстояния aw', мм:
, (2.14)
– где: а) – вспомогательный коэффициент, равный для косозубых передач 43
б) – коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его значение за 0,31
в) u – передаточное число редуктора (u=5)
г) – вращающий момент на тихоходном валу (327, Нм)
д) – среднее допускаемое контактное напряжение (447,885, Н/мм2)
е) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (1)
Полученное значение межосевого расстояния округлить до ближайшего числа по табл. 4.1 («Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит)
Определение модуля зацепления m, мм:
(2.15)
– где: а) – вспомогательный коэффициент, равный для косозубых передач (5,8)
б) – делительный диаметр колеса (266,67, мм)
в) – ширина венца колеса (49,600, мм)
г) – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом ( )
д) значение , , u, см. выше
Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:
При выборе модуля, 1-й ряд следует предпочитать 2-му
Определение угла наклона зубьев для косозубых переда:
(2.16)
Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:
(2.17)
Полученное число следует округлить в меньшую сторону до целого числа.
Уточнение действительной величины угла наклона зубьев для косозубых передач:
(2.18)
Определение числа зубьев шестерни:
(2.19)
Полученное значение округлить до ближайшего целого числа
Определение числа зубьев колеса:
(2.20)
Определение фактического передаточного числа редуктора:
(2.21)
Проверка отклонение фактического передаточного числа от заданного:
(2.22)
Определение фактического межосевого расстояния:
(2.23)
Определение фактических геометрических параметров передачи, мм:
Таблица 2.2- фактические геометрические параметры
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|||
Диаметр |
делительный |
|
|
||
вершин зубьев |
|
|
|||
впадин зубьев |
|
|
|||
Ширина венца |
|
|
Расчёт параметров, мм:
Полученные значения делительного диаметра стоит округлить до 2-х знаков после запятой, а значение ширины зубчатых венцов округлить до ближайших целых (табл. 13.15 «Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит).
Таблица 2.3-расчёт геометрических параметров
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|||
Диаметр |
делительный |
|
|
||
вершин зубьев |
|
|
|||
впадин зубьев |
|
|
|||
Ширина венца |
|
|