Курсовая. Пояснительная записка. Ростовский государственный университет путей сообщения (фгбоу во ргупс)
 Скачать 1.98 Mb.
|
1.2 Определение общего передаточного числа приводаЧастота вращения вала приводного барабана   Передаточное число привода  Принимаем  – действительное передаточное число быстроходной ступени цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора  , то по ГОСТ 2185-66 принимаем  - I-й ряд предпочтительных чисел; – действительное передаточное число тихоходной ступени цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора.Тогда  Принимаем ближайшее значение по ГОСТ 2185-66  - I-й ряд предпочтительных чисел.Общее передаточное число привода  Отклонения общего передаточного числа привода от требуемого значения составляет:  , , что меньше допускаемого значения [ ] = ±6%.Частоты вращения и угловые скорости валов привода:  об/мин; об/мин; об/мин.Угловые скорости валов находим по формуле  . рад/с; рад/с; рад/с.Мощности, подводимые к валам привода:  кВт; кВт; кВт.Вращающие моменты, подводимые к валам привода, определяются по формуле  . Н·м; Н·м; Н·м.Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода.
2 Расчет передач2.1 Расчет быстроходной ступени редуктораВыбор материалов. Выбираем материал шестерни: Сталь 45 (улучшение), параметры материала: HB 230 – твердость по Бринеллю; σв = 780 МПа – предел прочности; σтек = 440 МПа – предел текучести. Выбираем материал колеса: Сталь 45 (нормализация), параметры материала: HB 200 – твердость по Бринеллю; σв = 690 МПа – предел прочности; σтек = 340 МПа – предел текучести. Допускаемое контактное напряжение:  где  - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL =1. SH – коэффициент безопасности; SH = 1,1. для шестерни σHlim в = 2HB + 70 = 2·230 + 70 = 530 МПа; для колеса σHlim в = 2HB + 70 = 2∙200 + 70 = 470 МПа; тогда для шестерни  для колеса  Допустимые напряжения на изгиб  где σF lim = 1.8·HB для шестерни σF lim = 1,8∙230 = 414 МПа; для колеса σF lim = 1.8·200 = 360 МПа; SF – коэффициент запаса, SF = 1,75 [1]. Тогда для шестерни [σF] = 237 МПа; для колеса [σF] = 206 МПа. Межосевое расстояние передачи  где К = 315 – для прямозубых передач; Т2 – момент на втором валу, Т2=386,59 Н.м. Ψа – коэффициент ширины зуба, Ψа = 0,2.  Принимаем из стандартного ряда по ГОСТ 2185-66 а = 250 мм. Модуль m/ = (0,01...0,02) . а, m/ = (0,01...0,02) . 250 = 2,5...5,0. Принимаем по стандарту m = 2,5 мм. Число зубьев колес  Принимаем ZΣ = 200.  Принимаем Z3 = 40. Z2 = ZΣ – Z1 = 200 – 40 = 160.  Параметры колес d1 = m . Z1 = 2,5 . 40 = 100; d2 = m . Z2 = 2,5 . 160 = 400; Проверка межосевого расстояния:  b – ширина колеса, b2 = а . Ψа = 250 .0,2 = 50 мм; b1 = 10+ b2 = 10+. 50 = 60 мм; V – фактическая скорость,  Так как V < 5 м/с, то передача прямозубая, 8-ая степень точности. Уточним коэффициент нагрузки КН = КНα . КНβ .КНv, где КНα = 1 (для прямозубых передач); КНβ = 1,04 [1]; КНv = 1,05 [1]. Тогда КН = 1 . 1,04 . 1,05 = 1,092. Тр = ТII . КН = 274,84·1,092 = 300 Н·м. Контактное напряжение   Фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни  где ΥF1 – коэффициент формы зуба [1];  где β – угол подъема линии зуба, β = 0, тогда ZV1 = Z1 = 40, ZV2 = Z2 = 160 ΥF1 = 4,28; ΥF2 = 3,6; Находим отношения σF\YF Для шестерни  МПаДля колеса  МПаДальнейший расчёт следует вести для зубьев шестерни, для которой найденное отклонение меньше. Υβ – коэффициент наклона зуба, Υβ = 1; Ft – окружная сила,  Н;КFD – коэффициент долговечности, КFD = 1; КF– коэффициент нагрузки по изгибу, КF = КFα . КFβ .КFv, где КFα – коэффициент распределения нагрузки, КFα= 1; КFβ – коэффициент концентрации, КFβ = 1,38 [1]; КFv – коэффициент долговечности, КFv = 1,25 [1]; тогда КF = 1 . 1,38·1,25 = 1,725; mn – модуль окружной силы,  где К = 5 (для прямозубых передач);  Округляем до стандартного mn = 1. Тогда   Условие прочности для колеса выполняется. |