Курсовая работа: Проектирование мотор-редуктора

3.2.1 Предварительное (в первом приближении) значение межосевого расстояния , мм:

мм,

Где коэффициент K = 8.

3.2.2 Предварительные размеры заготовок шестерни и колеса

мм,

мм.

3.2.3 Предварительная окружная скорость:

м/сек.

После анализа результатов выполненных расчетов примем:

·  Марки материалов: шестерни – сталь 40Х с закалкой ТВЧ до твердости 45…50 HRC; колеса – сталь 45 с улучшением до твердости 235…262 HB.

·  Тип передачи – косозубая.

·  Степень точности изготовления – 8.

3.3 Допускаемые напряжения

3.3.1 Допускаемое контактное напряжение

Предел контактной выносливости:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

для шестерни ():

;

для колеса:

.

Требуемый ресурс в циклах:

для шестерни:

;

для колеса:

.

Коэффициент долговечности:

для шестерни:

, поэтому ;

для колеса:

, поэтому .

Коэффициент запаса прочности:

для шестерни:

,

где – минимальный коэффициент запаса;

– коэффициент запаса, учитывающий ответственность;

 – коэффициент запаса, учитывающий допущения при определении напряжений. для колеса:

,

где – минимальный коэффициент запаса;

– коэффициент запаса, учитывающий ответственность;

– коэффициент запаса, учитывающий допущения при определении действующих и допускаемых напряжений.

Допускаемые напряжения: для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

Допускаемое контактное напряжение , принимаемое для расчетов:

МПа.

3.3.2 Допускаемое изгибное напряжение

Предел изгибной выносливости:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

Требуемый ресурс в циклах:

для шестерни:

;

для колеса:

.

Коэффициент долговечности:

для шестерни:

, поэтому ;

для колеса:

, поэтому .

Коэффициент запаса прочности:

для шестерни и колеса:

,

где – коэффициент запаса прочности;

– коэффициент запаса, учитывающий ответственность;

 – коэффициент запаса, учитывающий допущения при определении напряжений.

Допускаемые напряжения изгиба: для колеса:

МПа;

для шестерни:

МПа.

3.4 Коэффициент нагрузки

Коэффициенты , , учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку:

;

.

Коэффициенты ширины:

;

.

Коэффициенты , , учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

;

.

Коэффициенты ,  учитывающие распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления шестерни и колеса для косозубых передач:

, поэтому ,

где  – число, обозначающее степень точности по нормам плавности (ГОСТ 1643-81);

а = 0,25 – коэффициент, при  > 350 НВ и  ≤ 350 НВ.

Коэффициент нагрузки  при расчетах на контактную выносливость:

.

Коэффициент нагрузки  при расчетах на изгибную выносливость:

.

3.5 Проектировочный расчет

3.5.1 Межосевое расстояние (второе приближение):

мм,

где = 410 для косозубых и шевронных зубчатых колес и  = 450 для прямозубых зубчатых колес;

 – коэффициент ширины (выбран в п. 3.4).

Полученное значение  округляем до ближайшего стандартного значения: = 125 мм.

3.5.2 Ширина венца колеса:

мм.

Ширину венца шестерни принимают большую, чем у колеса, мм:

3.5.3 Минимальный модуль (из условия изгибной прочности колеса):

мм,

где  – коэффициент, равный 2800 для косозубых передач;

 – коэффициент нагрузки принимаемый равным .

Максимально допустимый модуль  (из условия не подрезания зубьев у основания):

.

Нормальный модуль зубчатых колес определяют (с дальнейшим округлением по ГОСТ 9563-60) из следующих соотношений:

мм,

где  – коэффициент по табл. 2.8 [3].

Из стандартного ряда принимаем 2 мм.

;

 – условие соблюдается.

3.5.4 Минимальный угол наклона зубьев (для косозубых передач):

.

Суммарное число зубьев:

.

Округляем  до целого в меньшую сторону: .

Действительное значение угла наклона зубьев:

, .

3.5.5 Числа зубьев шестерни  и колеса

.

Округляем,  округляют до целого числа: 24.

Минимальное число зубьев для косозубых зубчатых колес:

.

 – условие выполняется.

Число зубьев колеса :

.

Фактическое значение передаточного числа u с точностью до 0,01:

.

3.5.6. Определение геометрических параметров передачи

Диаметр делительной окружности:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Диаметр окружности вершин зубьев:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Диаметр окружности впадин зубьев:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Уточненное межосевое расстояние:

мм.

3.5.7 Силы в зацеплении (рис. 3.3):

Окружная сила:

Н;

Радиальная сила:

Н;

Осевая сила:

Н.

3.6 Проверочный расчет зубчатой передачи

3.6.1 Проверочный расчет на контактную выносливость:

МПа МПа.

где  – коэффициент, равный 8400 для косозубых передач.

Условие контактной выносливости соблюдается.

3.6.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Для шестерни:

Приведенное число зубьев:

.

 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения при  по рис. 2.14 [3].

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

 = 0,65 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев по табл. 2.9 [3].

Коэффициент, учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев:

.

МПа МПа.

Условие прочности соблюдается.

Для колеса:

Приведенное число зубьев:

.

 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения при .

Коэффициент, учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев:

.

МПа МПа.

Условие прочности соблюдается.

3.7 Результаты расчета

Таблица 3.1

4. Предварительный расчет валов

4.1 Проектировочный расчет валов

4.1.1 Построение эскизов валов

Разработку эскиза вала начинаем с конца вала. Применяем стандартные концы (табл. 4 приложения [1]): цилиндрические – по ГОСТ 12080-66. Цилиндрические концы валов проще в изготовлении. На начальной стадии проектирования еще неизвестны длины отдельных участков вала, поэтому невозможно оценить величины действующих на вал изгибающих моментов. Расчет вала ведется только на кручение, но чтобы учесть неизвестные изгибные напряжения, в расчете принимают заниженные допускаемые напряжения. Диаметр вала d, мм:

,

где – крутящий момент, Н∙мм;

 – допускаемые напряжения для материала вала, МПа.  почти не зависят от материала вала, а зависят от длины вала и частоты вращения. Для редукторных валов рекомендуется принимать: =10-15 МПа – для быстроходных валов; =15-25 МПа – для тихоходных валов.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6