Технические требования на чертеже редуктора расчёт цилиндрических зубчатых передач Расчёт зубьев червячного колеса Пример выполнения курсового проекта Расчет резьбовых соединений Зубчатые передачи Червячные передачи

Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле  (7.14):

 <[σF]

Здесь коэффициент нагрузки KF = KFβKFv.  По табл 7.4 при \|/м = 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,33. По табл. 7.5, KFv = 1,3. Таким образом, коэффициент 

KF = 1,33 • 1,3 = 1,73; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv [см. формулу (7.17)]:  zv1 = z1 / cos3 β
у шестерни zv1 = 26 / 0.9753 = 28, у колеса zv2 = 130 / 0.9753 = 140,

YFl = 3,84 и YF2 = 3,60 (см. табл. 7.5).

Допускаемое напряжение [σF] = σ0Flimb / [S] (см. раздел 7.8)

По табл.6.4 для стали 45 улучшенной при твердости HB< 350 σ0Flimb = 1,8HB.

Для шестерни σ0Flimb = 1,8*230 = 415 МПа; для колеса σ0Flimb =1.8*200 =360  МПа.
. [SF] = [SF]'[SF]" – коэффициент безопасности (см. раздел 7.8), где [SF]' = 1,75, [SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

 Допускаемые напряжения:

для шестерни [σF1] = 415 / 1,75 = 237 МПа; для колеса [σF1] = 360 / 1,75 =206 МПа.

Находим отношения  [SF] / YF

для шестерни 237 / 3.84 =62 МПа, для колеса 206 /3,6 = 57,5 МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

 Определяем коэффициенты Yβ и КFa по формуле (7.19):

  Yβ = 1- β 0 / 140 = 1 – 12,8 / 140 = 1 - 0,09 = 0,91. 

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εa =1.5 и 8-й степени точности KFa = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (7.14): <[σF]

 σF2 = 3750*1.73*3.6*0.91*0.92 /80*2.5 = 98 МПа <[σF] = 206 МПа.

Условие прочности выполнено.

  Аналогично выполняется расчёт конических зубчатых передач и червячных передач (см. разделы 8 и 9)

 16.2. Предварительный расчёт валов редуктора и конструктивные

  размеры посадочных деталей

 Подробно данный расчёт дан в разделе 10. Здесь он рассматривается в практическом применении к нашему примеру.

 Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

 Ведущий  вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк] = 25 МПа.

 мм.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dBl. Как правило принимают

Подпись: Рисунок 16.3. dBl = (0,7-1)dдв. Некоторые муфты, например МУВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного нами электродвигателя диаметр вала равен 42 мм. Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424 — 75 с расточками полумуфт под dдв = 42 мм и dв1 = 32 мм Примем под подшипниками dв1 = 40 мм. (рис. 16.3). Шестерню выполним за одно целое с валом.

 Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача (так приведено в ряде заданий на курсовое проектирование). В этом случае диаметр вала редуктора рекомендуется принимать равным диаметру вала двигателя.

Ведомый вал (рис. 16.4.), учитывая влияние изгиба от натяжения цепи, принимаем [τк] = 20 МПа. Диаметр выходного конца вала =57,3мм. Принимаем ближайшее из стандартного ряда размеров dв2 = 55мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем 60мм, под зубчатым колесом 65 мм. Диаметры остальных участков назначаем исходя из конструктивных соображений.

Подпись: Рис.16.4.

  Конструктивные размеры шестерни и колеса принимаем исходя из рассчитанных выше габаритов этих деталей. Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 16.6.). В качестве заготовки для колеса принимаем поковку. Диаметр ступицы колеса принимается 1,6 диаметра вала и в нашем случае составит 65*1,6=105мм. Длина ступицы принимается в пределах (1,2-1,5) диаметра вала, т.е. в нашем случае 78-98мм. Примем длину ступицы 80мм. толщина обода принимается (3-4) модуля зацепления и в нашем случае 

(3-4)*2,5 = 7,5-10мм. Толщина диска принимается 0,3 от ширины зубчатого колеса. В нашем случае 0,3*80= 24мм.

 Расчёт цепных и ремённых передач  и определение конструктивных размеров звёздочек и шкивов рекомендуется выполнять по источникам [ 2;3;4;15 ].

 

 

 


Проверочный расчет на выносливость при изгибе