Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Т.о.

Условия проверки двигателя выполняются.

Проектный расчет зубчатых передач на прочность износа.

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

Поскольку количество материалов, используемых в разрабатываемом приводе, рекомендуется резко ограничивать, выберем для всех шестерен механизма сталь 38ХМЮА (из-за её повышенной износостойкости). С учетом того, что жесткость шестерни должна быть на 20...30 единиц больше жесткости колеса, выберем материалом для колес сталь 40Х

По условию ТЗ срок службы механизма принимаем равным сроку службы выбранного двигателя L=1000ч.

Физико-механические свойства выбранных материалов:

	Шестерня	Колесо
Материал	38ХМЮА	40Х
Твердость HB	300	250
Твердость HRC	65	55
α, 1/°C	4,195·10-8	4,195·10-8
Модуль упругости E, МПа	2,1·105	2,1·105
Плотность ρ, г/см3	7,85	7,85
Предел прочности σв, МПа	1000	1000
Предел текучести σn, МПа	850	825
Вид термообработки	Отжиг, нормализация, закалка, отпуск	Отжиг, закалка, отпуск

Обычно расчет на изгибную прочность проводят только для тихоходной ступени, нагруженной наибольшими моментами, а модуль остальных пар принимается равным модулю тихоходной ступени. Но в нашем случае (как показано на рисунке выше) моменты на различных ступенях значительно отличаются и расчет модуля экономически целесообразно вести для каждой ступени редуктора в отдельности. Поскольку увеличение модуля приводит к увеличению габаритов передачи и массы.

Определим допускаемые напряжения при расчете на изгибную прочность.

Для нахождения расчетного числа циклов нагружения необходимо найти частоту вращения каждого зубчатого колеса. Воспользуемся программой, написанной в среде MathCad:

Расчетное число циклов нагружения находим для каждого колеса, по формуле:

¸где

c – число пар колес одновременно находящихся в зацеплении (c=1)

n_k – частота вращения k-го зубчатого колеса

L – срок службы передачи механизма (L=1000)

Теперь для каждого колеса определим коэффициент долговечности по формуле:

,

Где N_H – число циклов перемен напряжения на колесе

m – показатель степени (m=6 HB<350)

Коэффициент был округлен до единицы, для колес у которых .

Определяем допускаемое напряжение для каждой шестерни, входящей в редуктор:

,

где - предел выносливости при изгибе,

-коэффициент учитывающий цикл нагружения колеса (при наличие реверса =0.65),

- коэффициент долговечности

- коэффициент запаса прочности ( =2.2)

Определяем допускаемое напряжение для каждого колеса, входящего в редуктор по той же формуле:

Для цилиндрических прямозубых передач:

,

где m – модуль колеса

- коэффициент для прямозубых колес =1,4

- крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо

- коэффициент расчетной нагрузки, примем =1.1

- число зубьев рассчитываемого колеса

- коэффициент ширины зубчатого венца. b – ширина венца. =3…16 Выберем =10

- коэффициент ширины формы зуба (Выбираем по таблице =3.98)

- допускаемое напряжение на изгиб

Если материалы колес разные, то прочность рассчитывается на колесо, для которого больше величина .

Для шестерни:

Для колеса:

Т.о. расчет модуля для каждой передачи будем вести через зубчатое колесо:

Округлим полученные значения модулей передач до ближайших по стандартному ряду:

Проверочный расчет зубчатых передач на контактную прочность.

Определим допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность. В данном случае базовое число циклов напряжения определим как:

Тогда коэффицент долговечности для каждого колеса:

Коэффициент был округлен до единицы, для колес у которых .

Определяем допускаемое напряжение для каждой шестерни, входящей в редуктор:

,

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей ( принимаем =1)

- коэффициент учитывающий окружную скорость колеса ( принимаем =1)

- коэффициент безопасности ( =1,2)

Аналогично напряжению на изгиб для шестерни:

Для колеса:

При расчете на контактную прочность определяют значение межосевого расстояния, а затем по нему модуль передачи.

,

где - межосевое расстояние,

,

- приведенный модуль упругости первого рода

- коэффициент ширины колеса (Выберем )

Расчет ведется по менее прочному колесу, т.е. - допускаемое контактное напряжение = , где - допускаемое контактное напряжение на шестерне, - допускаемое контактное напряжение на колесе.В нашем случае менее прочным колесом на всех ступенях является колесо.

М- крутящий момент на колесе

Откуда можно определить модуль из соотношения:

Получаем:

Очевидно, что необходимо изменить значение модуля на 1-ой, 3-ей, 4-ой передачах.

Выберем из стандартного ряда:

Геометрический расчет зубчатых колес проектируемой конструкции.

Задача расчета заключается в определении основных размеров передачи и её элементови проводится с использованием результатов кинематического и прочностного расчета..

По проведенным кинематическому и прочностному расчетам можно сделать расчет геометрических параметров зубчатых колес (см. рис.2.) , входящих в проектируемы привод.

По известному модулю зацепления делительный диаметр зубчатого колеса рассчитывается по формуле:

,

где d – делительный диаметр зубчатого колеса,

m- модуль зацепления,

Z – число зубьев

Элементарная зубчатая передача требует, чтобы существовал радиальный зазор . Для модулей он выбирается равным , для модулей равным . Если модуль , то

Диаметр окружности вершин зубьев:

,

где - коэффициент головки зуба,

- смещение исходного режущего контура.

Диаметр окружности впадин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Межосевое расстояние:

,

где и - делительные диаметры соответственно ведущего и ведомого колеса в передаче.

Угол зацепления примем равным .

Проведем необходимые расчеты:

Делительного диаметра:

Диаметра вершин :

Диаметра окружности впадин зубьев:

Ширины колес:

Ширины шестерен:

Межосевых расстояний:

Заполним сводные таблицы:

Ступень1

Ступень2

Ступень3

Характеристики

Список файлов курсовой работы