Технические и подобные требования (Готовый курсовой проект неизвестного варианта (14)), страница 5

c^* = 0,5 т.к. m < 0,5

b_к = Ψbm∙m ширина колеса

Ψbm = 9 коэффициент, равный отношению ширины

зубчатого венца к модулю

b_ш = b_к + 1,5m ширина шестерни

m = 0,3 [мм] модуль зацепления

Размер первой шестерни позволяет закрепить её на валу двигателя, т.к. диаметр впадины шестерни больше диаметра ступицы.

Найду делительные межосевые расстояния

a_{i; i+1} = m(z_i + z_i+1)/2cosβ, i = 1,3,5 [17: стр.42]

5. Проверочный расчёт на прочность

Для цилиндрических прямозубых передач:

σ_к = (Km³∙M∙Y_F∙K)/(m²∙z∙b) ≤ [σ_F(H)]_к

σ_ш = σ_к∙Y_Fш/ Y_Fк ≤ [σ_F(Н)]_к

[17: стр.47 (86)]

Km = 1,4 коэффициент для прямозубых колёс

K = 1,8K_HVK_Hβ при расчёте на контактную прочность

K = K_rVK_Fβ при расчёте на изгибную прочность

K_HV и K_rV коэффициенты динамической нагрузки

K_Hβ и K_Fβ коэффициенты, учитывающие неравномерность

распределения нагрузки по ширине зуба

K_FV = 1,3 коэффициент динамичности; выбираем из диапазона

[1,2…1,3]

K_HV = 1 + (K_FV – 1)/2 [17: стр.48 (89)]

K_HV = 1,15

K_Hβ = 1 + (K_Fβ – 1)/2 [метода стр48 (90)]

Для колёс, расположенных между опорами K_Fβ = 1,05

K_Hβ = 1,025

Принимаю K_rV = 1

Для шестерни №5 Для колеса №6

z = 28 z = 112

Y_F = 3,98 Y_F = 3,75

M = M₂ = 1124,415 ∙ 10^-4 (Н∙м) M = M₃ = 4326,747 ∙ 10^-4 (Н∙м)

b = 2,7 (мм) b =3,2 (мм)

m = 0,3 (мм) m = 0,3 (мм)

[σ_H]_ш = 440 [МПа] [σ_H]_к = 420 [МПа]

[σ_F]_ш = 187 [МПа] [σ_F]_к = 178 [МПа]

σ_Hш = 347[МПа] < [σ_H]_к σ_Hк = 368 [МПа] < [σ_H]_ш

σ_Fш = 172[МПа] < [σ_F]_к σ_Fк = 182[МПа] > [σ_F]_ш

Найду процентные соотношения между действующими и допускаемыми напряжениями.

Δ (σ_нк) = ( σ_нк - [σ_н]_к )∙100%/[σ_н]_к Δ (σ_нк) = 12,38%

Δ (σ_Fк) = ( σ_Fк - [σ_F]_к)∙100%/[σ_F]_к Δ (σ_Fк) = 2,20%

Δ (σ_нш) = ( σ_нш - [σ_н]_ш)∙100%/[σ_н]_ш Δ (σ_нш) = 21,14%

Δ (σ_Fш) = ( σ_Fш - [σ_F]_ш)∙100%/[σ_F]_ш Δ (σ_Fш) = 8,02%

Результаты проверочного расчёта следует признать удовлетворительными, если расчётные значения напряжений превышают допускаемые не более чем на 5% , и если они ниже допускаемых не более чем на 20%.

Следовательно, материалы для колёс и шестерён выбраны верно.

6. Расчёт валов и опор редуктора

6.1. Расчёт валов: [18]

Для расчёта диаметров валов используется формула:

_________

d_i ≥ ³√M_i/(0,2[σ])

[σ] = σ_-1/n

σ_-1 предел выносливости материала при симметричном

цикле

n коэффициент запаса

Назначаем n = 1,5

Т.к. вал 3 длиннее остальных, а валики выполняем из одного и того же материала, выбираем материал с большим запасом по прочности.

В качестве материала для валов выбираем сталь 50 ГОСТ 4543-74 :

σ_-1 = 270 (МПа)

[σ] = 180 (МПа)

Т.к. диаметры валов малы, чтобы максимально приблизиться к соотношению:

длина вала ≤ 10 ∙ диаметр вала,

назначим для вала 1 и 2

длину рабочей части валика L=30 (мм);

Т.к. на валу 3 располагаем предохранительную муфту, его длина будет больше.

L₃=48,5(мм);

Расстояние от начала валика1 до шестерни1 l₁₁=8,518 (мм);

Расстояние между колесом2 и шестернёй1 l₁₂=18,047(мм);

Расстояние от конца валика 1 до колеса2 l₁₃=3,435 (мм)

Расстояние от начала валика2 до шестерни3 l₂₁=17,742мм);

Расстояние между колесом4 и шестернёй3 l₂₂=8,576(мм);

Расстояние от конца валика2 до колеса4 l₂₃=3,682 (мм)

Под расстоянием до валика понимаем расстояние до центра области крепления колеса штифтом к валику.

Усилия, приложенные к колёсам:

Ft_к, Ft_ш – окружные;

Fr_к, Fr_ш – радиальные;

Осевые усилия Fx=0, т.к. колёса прямозубые

α=20° – угол профиля для эвольвентного зубчатого колеса

R_Az, R_Ay, R_Bz, R_By – реакции опор в точках А и В соответственно.

Ft=2M/d

Fr=2Mtgα/d

[см. схему на рис.4,5]

Проверка:

1). ΣF_y=0

R_Ay+ R_By+Fr_к+Fr_ш=0

Для вала1: 0=0

Для вала2: 0=0

2). ΣF_z=0

R_Az+ R_Bz+Ft_к+Ft_ш=0

Для вала1: 0=0

Для вала2: 0=0

Проверка показывает, что реакции опор определены верно.

Найдём величины изгибающих моментов в точках C и D:

i:1,2

Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов [см. рис.4,5]

Определим суммарные реакции в опорах валиков, суммарные изгибающие моменты в точках D и С :

_________ _________ _________ _________

R_A=√R_Ay²+ R_Az² R_B=√R_By²+ R_Bz² M_изгC=√M_Cy²+M_Cz² M_изгD=√M_Dy²+M_Dz²

Момент сопротивления изгиба W_изг=πd_в³/32

Напряжение изгиба σ_изг=M_изг/W_изг

Полярный момент W_p= πd_в³/16

Касательное напряжение τ=M/W_p

Эквивалентные напряжения по энергетической теории

________

σ_экв=√ σ_изг²+3 τ²

Сравним эквивалентные напряжения с допускаемыми:

Для стали 50 по ГОСТ4543-74:

Предел прочности σ_В=640 (МПа)

Тогда допускаемое напряжение изгиба [σ_И]=0,1 σ_В

[σ_И]=64 (МПа)