Kursovoy_proekt_Tishenko_var_8_5 (Архив готовых курсовых работ), страница 2

Определим угол подъема винтовой линии по формуле ([5],стр.773)

Определим приведенный угол трения по формуле

где коэффициент трения скольжения между материалами винт-гайка.

По таблице , так как винт изготовлен из стали 45, а гайка – из оловянной бронзы Бр.ОФО10-1 (по согласованию с преподавателем),

, для трапецеидальной резьбы .

Должно быть выполнено условие самоторможения винта .

Следовательно, .

По формуле .

4.2.3. Определение числа ступеней редуктора

Будем вести расчет по обобщенному критерию (критерий взят по согласованию с преподавателем).

По формуле (3.1) ([1],стр.15) рассчитаем число ступеней редуктора.

.

4.2.4 Разбивка общего числа передаточного отношения редуктора

Разобьем общее передаточное отношения по ступеням, в соответствии с рекомендациями.

Рассчитаем фактическое передаточное отношение редуктора.

Найдем отклонение передаточного отношения по формуле.

Так как погрешность, рассчитанная по формуле, получилась меньше , следовательно, передаточные отношения выбраны правильно.

4.2.5 Определение числа зубьев элементарных передач

Для цилиндрических зубчатых передач выберем число зубьев для шестерней из диапазона , .

Число зубьев колес определим по формуле

где число зубьев шестерней,

передаточное отношение между валом, на котором установлена шестерня с числом зубьев и валом, на котором установлено колесо с числом зубьев .

;

Число зубьев передач получилось не целое, поэтому следует округлить, значит, нужно сделать проверку.

Погрешность не превышает 5%,поэтому расчет верен.

4.2.6. Расчет моментов кинематической цепи

Определим моменты на валах, исходя из полученных значений передаточных отношений ступеней редуктора:

где искомый крутящий момент на ведущем звене [Н],

известный крутящий момент на ведомом звене [Н],

передаточное отношение между ведомым и ведущим звеном,

КПД передачи,

КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал.

Считаем, что в редукторе будут использоваться подшипники качения. Для одной пары подшипников качения .

Выберем .

Для цилиндрической передачи, при предварительном расчете малонагруженных механизмов, . Выберем .

Рассчитаем моменты по формуле.

4.3. Проектный расчет зубчатых передач на прочность

Цель этого расчета – определить модули зацепления и размеры передач, обеспечивающие их работоспособность в течение заданного срока службы.

Следует сделать выбор, какой тип передачи (открытый или закрытый) следует применять в разрабатываемой конструкции. Открытые ЭМП применяют при малых окружных скоростях и нагрузках в режимах длительных остановок. Основной причиной выхода из строя открытых передач является поломка зубьев, в результате усталости материала. Для предотвращения поломки зубья рассчитывают на изгибную прочность.

Для зубьев ЭМП, работающих в более напряжённых условиях, применяют закрытые передачи. Основной причиной выхода из строя этих передач является усталостное выкрашивание поверхностей зубьев, для предотвращения которого проводят расчёт на контактную прочность.

Так как в данном задание большая окружная скорость, то выбираем закрытую передачу.

По согласованию с преподавателем, срок службы выбран .

Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгибную прочность, а проверяют на контактную прочность([1],стр.29).

4.3.1 Выбор материалов для элементарных передач

Материалы выбирают с учетом назначения передачи, характера действующей нагрузки, условий эксплуатации, массы, габаритов и стоимости.

Для прирабатывающихся зубчатых передач рекомендуется для выравнивания срока службы назначать для зубчатых колес разные материалы, причем твердость шестерни должна быть на20…30 единиц больше твердости колеса ([1], стр.35).

Исходя из всего выше сказанного выберем для шестерни материал сталь 40Х, а для зубчатого колеса сталь 40.

Из таблицы 7 ([1], стр.37) выпишем основные характеристики материалов и запишем их в таблицу 3.

Таблица 3.

Примем для шестерни , а для зубчатого колеса .

4.3.2. Допускаемые напряжения при расчете на выносливость

При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов нагружения равно

где число колес, находящихся в одновременном зацеплении с=2,

частота обращения зубчатого колеса, об/мин,

срок службы передачи, .

4.3.3. Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса

По формуле рассчитаем допускаемое контактное напряжение.

где предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей, при , ,

коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, при , ,

коэффициент долговечности, учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.

Для улучшенной стали .

Показатель степени для стальных колес .

коэффициент безопастности, .

По формуле рассчитываем допустимое контактное напряжение

1. Для шестерни ,

2. Для колеса .

4.3.4. Допускаемое напряжение изгиба для материала шестерни и зубчатого колеса

По формуле рассчитаем допустимое напряжение изгиба.

где предел выносливости при изгибе,

коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса,

Так как передача реверсивная, то .

коэффициент долговечности.

При .

коэффициент запаса прочности.

При обычных условиях работы .

По формуле рассчитываем допустимое контактное напряжение

1. Для шестерни ,

2. Для колеса .

4.3.5. Расчет зубьев на изгиб

Рассчитаем модуль зацепления в миллиметрах для цилиндрических прямозубых передач по формуле

где коэффициент, для прямозубых колес, .

коэффициент расчетной нагрузки, при проектном расчете для всех видов передач.

Выберем из , .

коэффициент ширины зубчатого венца. Для мелкомодульных передач . Выберем .

число зубьев колеса.

суммарный крутящий момент

допускаемое напряжение зубьев при изгибе,

коэффициент формы зуба, выбирается в зависимости от количества зубьев.

Для ,

Для ,

Для .

Рассчитаем отношение .

1. Для шестерни ,

2. Для колеса .

Так как для колеса это соотношение получилось больше, чем для шестерни, то расчет будем вести по колесу.

.

Определим по формуле модули для передач

,

,

,

Округляем до минимального значения модуля для передач, получаем

.

4.3.6. Расчет зубьев на контактную прочность

Для силовых передач модуль определяется по формулам.

где для стальных прямозубых цилиндрических колес.

допускаемое контактное напряжение. .

коэффициент ширины колеса, . Выберем .

Выполним расчет по формулам

,

,

,

,

,

.

Округляем до минимального значения модуля для передач, получаем

.

По расчетам выберем наибольшие значения модулей для передач.

.

Из конструктивных соображений, также по согласованию с преподавателем округлим полученное значение до ряда предпочтительных чисел, до 0,5мм, в большую сторону, поскольку это только увеличит прочность передач.

4.4. Геометрический расчет зубчатых колес и параметров передач

Для определения параметров прямозубых колес принимаем значение коэффициента радиального зазора , так как .

Делительный диаметр колес рассчитывается по формуле

Аналогично рассчитываем делительные диаметры остальных зубчатых колес и шестерней и заносим в таблицу 3.

Диметр вершин зубьев рассчитывается по формуле

Аналогично рассчитываем диаметры вершин зубьев остальных зубчатых колес и шестерней и заносим в таблицу 3.

Диметр впадин рассчитывается по формуле

Аналогично рассчитываем диаметры впадин остальных зубчатых колес и шестерней и заносим в таблицу 3.

Диметр впадин рассчитывается по формуле

Аналогично рассчитываем диаметры впадин остальных зубчатых колес и шестерней и заносим в таблицу 3.

Ширина колес и шестерен рассчитывается по формуле .

Аналогично рассчитываем диаметры впадин остальных зубчатых колес и шестерней и заносим в таблицу 4.

Таблица 4.

5. Проектировочный расчет валов и опор

Целесообразно выделить наиболее нагруженный вал в редукторе и выполнить расчёт для него. Самыми нагруженными валами являются последние валы: четвёртый (выходной) и третий. Расчёт проведём для третьего вала.

5.1. Проектировочный расчет вала

Угловая скорость вращения выходного вала равна

Момент кручения равен