150728 (Разработка механического привода электродвигателя редуктора), страница 2
Описание файла
Документ из архива "Разработка механического привода электродвигателя редуктора", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "физика" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "физика" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "150728"
Текст 2 страницы из документа "150728"
NН0 = 30 · НВ2,4;
для шестерни N01 = ;
для колеса N02 = ;
б) по напряжениям изгиба:
NF0 = 4 · 106.
3.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений.
а) по контактным напряжениям:
б) по напряжениям изгиба:
где m – показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.
Тогда,
;
3.4 Вычисляем коэффициент долговечности
а) по контактным напряжениям.
;
Для шестерни:
;
Так как NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;
Для колеса:
;
Так как NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.
б) по напряжениям изгиба.
Так как NFE1 > 4∙106 и NFE2 > 4∙106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1.
3.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости:
а) для контактных напряжений
Для термообработки улучшения
σ0нlimb=2·HB+70 [2]
Для шестерни:
σ0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.
Для колеса:
σ0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.
б) для напряжений изгиба
Для термообработки улучшение и нормализация:
σ0Flimb= 1,8 НВ;[2]
σ0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;
σ0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.
3.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:
;
- коэффициент запаса.
При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]
МПа;
МПа;
Для шевронных передач, согласно рекомендации книги [2]
МПа ;
[2]
МПа > 393 МПа ;
Так как , то принимаем МПа .
3.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба:
где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]
- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2]
МПа;
МПа.
3.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.
3.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба.
;
Предварительно принимаем КНβ = 1,1[2]
Ψba-ширина зубчатого венца;
Принимаем для прямозубой передачи Ψba= 0,4 и Ка = 43 [2]
мм;
Принимаем ближайшее стандартное значение аW ГОСТ=125 мм [2]
3.8.2 Определяем модуль зацепления:
mn=(0,01…0,02)·аW=(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм
принимаем mn=2 мм [2]
3.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:
а) назначаем угол наклона зубьев
β = 30º[2]
б) определяем значение торцевого модуля
мм ;
в) суммарное число зубьев:
Z∑=
г) уточняем значение mt и β:
мм ;
βº = 30,23066º
д) число зубьев шестерни:
Z1= Z∑/(u+1)=108/(5,01+1)=18;
число зубьев колеса:
Z2= Z∑ – Z1 =108 – 18 = 90;
Проверка: аW = (Z1 + Z2) · mt /2 ;
125 = (18 + 90) · 2,3148/2 ;
125 =125 ;
е) диаметры делительных окружностей
d = mt · z;
d1 = 2,3148 · 18 = 41,666 мм;
d2 = 2,3148 · 90 = 208,332 мм;
ж) диаметры окружностей вершин:
da1 = d1 + 2·mn = 41,666 + 2·2 = 45,666 мм;
da2 = d2 + 2·mn = 208,332 + 2·2 = 212,332 мм;
з) диаметры окружностей впадин:
df1 = d1 – 2,5·mn = 41,666 – 2,5·2 = 36,666 мм;
df2 = d2 – 2,5·mn = 208,332 – 2,5·2 = 203,332 мм;
и) ширина колеса и шестерни:
b2 = Ψba · aW = 0,4 · 125 = 50 мм;
b1 = b2 + 4…8 = 50 + 4…8 = 54…58 мм;
Принимаем b1 = 55 мм.
3.9 Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи.
3.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:
Для отношения Ψbd = b2/d1 = 50/41,666 = 1,2 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНβ = 1,15[2]
3.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:
м/с;
Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2]
3.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:
KH=KHβ·KHα·KHV = 1,15·1,13·1,01 = 1,31 ;
где KHα- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;
KHα=1,13 [2]
KHV- коэффициент динамической нагрузки,
KHV=1,01 [2]
3.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения
МПа ;
Принимаем b2 = 45 мм, тогда
МПа
Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Ψbd = b2/d1 = 45/41,666 = 1,08 .
3.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
Уточняем коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · КFυ = 1,26 · 1,3 = 1,64 ;
Принимаем:
КFβ = 1,26[2]
КFυ = 1,3 [2]
Вычисляем коэффициент торцового перекрытия εα :
Определяем коэффициент, учитывающий многопарность зацепления
Определяем коэффициент, учитывающий наклон контактной линии:
;
Определяем эквивалентное число зубьев:
;
;
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба;
YF1 = 3,85[2]
YF2 = 3,6[2]
Вычисляем напряжения изгиба:
;
МПа < [σ] F1 ;
МПа < [σ] F2 ;
3.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок
;
Определяем коэффициент перегрузки:
;
Находим контактное напряжение:
σHmax = σH · = 386 · = 583 МПа ;
Находим изгибные напряжения:
σFmax1= σF1· Кmax = 42 · 2,285 = 96 МПа ;
σFmax2= σF2· Кmax = 44 · 2,285 = 101 МПа .
Для термообработки улучшение и нормализация:
[σ]Hmax = 2,8 · σТ[3]
[σ]Fmax = 0,8 · σТ
где σТ – предел текучести материала.
Для колеса σТ = 340 МПа ;
[σ]H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > σHmax ;
[σ]F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > σF2max ;
Условие статической прочности выполняется