О САЙТЕ
Добро пожаловать!

Теперь вы можете поделиться своей работой!

Просто нажмите на значок
O2 Design Template

ФИМ / Прикладная механика / РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовой работе по курсу «Прикладная механика» тема: «Привод механизма передвижения мостового крана»

(автор - student, добавлено - 17-09-2017, 19:49)

 

 

Скачать:  mehanika.zip [1,13 Mb] (cкачиваний: 6)

 

Кафедра прикладной механики

 

 

 

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

по курсу «Прикладная механика»

тема: «Привод механизма передвижения мостового крана»

Тех. задание 2

Вариант 13

 

 



Выполнил студент: группы

Руководитель курсовой работы

Ст. преподаватель

«____»___________________2011 г.

 

 

Текущая работа (баллы)_____________

Графическая часть (баллы)__________

Защита курсовой(баллы)_____________

Общая оценка_______________________

 

 

 

 

 

 


Содержание

1.Введение……………………………………………………………………………3

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода……..…………………………………………..4

3. Расчет открытой передачи ……………………………..………………….……..8

4. Расчет закрытой передачи………………………………………………………………..……..17

5.Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников….……….26

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов………………………….……..28

7. Проверочный расчет подшипников.…………………………………………………….………..……35

8. Конструирование зубчатых колес……………………...…………………………………….………38

9. Конструирование корпуса редуктора.…………………………..………………………..….……39

10.Уточненный расчет валов.…………………………………………………………………….…………40

11. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………………….……….44

12.Выбор муфты………………………………………………………….………..46

13. Смазывание. Выбор сорта масла………………………………………………..47

14.Сборка редуктора………..………………….…………………………….………..48

15. Заключение.…………………………………………………………………….….…....49

Список использованной литературы……………………………………………………….………..…50

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Привод механизма передвижения мостового крана

 

Рис.1 Кинематическая схема привода к мешалке:

1-двигатель;

2-упругая втулочно-пальцевая муфта;

3-цилиндрический редуктор;

4-цилиндрическая зубчатая передача;

5-рельс;

6-колесо;

I, II, III, IV-валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

Исходные данные

Вариант

13

Сопротивление движения моста F, kH

2,5

Скорость моста v, м/c

1,5

Диаметр колеса D, мм

400

Допускаемое отклонение скорости моста δ, %

5

Срок службы привода Lr,лет

6

 

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

 

 

 

 

.

 

 

 

 

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

1.1 Выбор электродвигателя

Мощность двигателя выбирается в зависимости от мощности, требуемой для вращения рабочей машины, а частота вращения вала от требуемой частоты вращения приводного вала рабочей машины.

При передаче мощности от электродвигателя к рабочей машине происходит ее частичная потеря в элементах привода. Это учитывается с помощью коэффициента полезного действия (КПД).

1.1.1. Частота вращения ведомого (выходного) вала редуктора 30 об/мин.

1.1.2. Общий КПД привода равен произведения КПД всех элементов привода:

где m – число пар подшипников качения. По табл. 1 назначаем

- КПД цилиндрической передачи

- КПД подшипников качения

1.1.3. Требуемая мощность электродвигателя:

Вт

где РЗ – мощность на ведомом валу редуктора, Вт.

1.1.4. Выбор мощности электродвигателя по параметрическому ряду. Стандартизированная мощность электродвигателя, ближайшая большая по величине к Ртр= 581 Вт будет Рдв = 600 Вт. По табл. 2 по требуемой мощности выбираем электродвигатель АОЛ-22-4 с частотой вращения вала электродвигателя n1 = 2800 об/мин; с диаметром вала d1 = 14 мм; с длиной выступающей части вала l1= 30 мм.

1.2 Передаточное число редуктора

1.2.1. Определим действительное передаточное число:

где Uоб – общее передаточное число редуктора.

1.2.2. Рекомендуемые значения передаточных чисел:

Для цилиндрических колес, Uцил = 3,0 … 5,0(6,3);

1.2.3. Произведем разбивку Uоб.

Примем UБ =7,1 (по стандартному ряду), тогда получим

, число 2,8 не выходит за пределы стандартного ряда передаточных чисел цилиндрических колес.

Следовательно, окончательно принимаем

UТ = 2,8 (для тихоходной передачи редуктора);

UБ = 7,1 (для быстроходной передачи редуктора).

1.2.4. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

Вал I.

об/мин;

рад/с.

Вал II.

об/мин;

рад/с.

Вал III.

об/мин;

рад/с.

1.2.5. Мощность на валах с учетом КПД:

Вт;

Вт;

Вт.

1.2.6. Крутящие моменты на валах:

Нм;

Нм;

Нм.

1.2.7. Приближенно определяем окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней:

м/с;

м/c.

Так как Vб и Vт меньше 6 м/cвыбираем прямозубые передачи для обеих ступеней.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет материалов зубчатых колес

Материалы, применяемые в приборостроении для изготовления зубчатых колес, отличаются большим разнообразием. Кроме сталей применяются бронза, латунь, дюралюминий и пластмассы.

2.1 Материалы колес

Быстроходную ступень принимаем прямозубой цилиндрической, тихоходную – прямозубой цилиндрической.

а) Выбираем материалы тихоходной ступени

Для цилиндрической передачи со скоростью менее 3 м/c степень точности будет 8. По таблице 3 (ссылка) принимаем

 

Материал

Шестерня

Сталь 45

Колесо

Сталь 35

 

б) Выбираем материала быстроходной ступени

Для цилиндрической передачи со скоростью менее 3 м/c степень точности будет 8. По таблице 3 (ссылка) принимаем

 

Материал

Шестерня

Сталь55

Колесо

Сталь 45

 

 

 

1.РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

1.Расчет цилиндрической ступени

3.1.Определение основных коэффициентов для расчета передачи.

3.1.1.Определяем приведенный модуль упругости Е:

где Е1- модуль упругости материала шестерни, Е2 - модуль упругости материала колеса. Для стали приведенный модуль упругости Е=2,1·105 МПа, для дюралюминия приведённый модуль упругости Е=0,67·105 МПа.

3.1.2. Определяем вспомогательный коэффициент ширины колеса.

Для приборных передач ψa = 0,1 ÷0,3. Для тихоходной ступени редуктора обычно принимают ψa в 1,4 - 1,5 раз большим, чем для быстроходной ступени; чем выше точность изготовления и монтажа передачи, тем большим может быть выбрано значение ψa. Примем значение ψa = 0,3.

3.1.3. kп- коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности за счёт увеличения суммарной длины контактных линий; для прямозубых колёс kп = 1 при твёрдости рабочих поверхности зубьев не более HB 350.

3.1.4. Коэффициент нагрузки К.

Коэффициент нагрузки представляют в виде произведения

K = Kd· Kk

где Kd- коэффициент динамической нагрузки;

Kk- коэффициент концентрации нагрузки.

Коэффициент динамической нагрузки Kd учитывает влияние окружной скорости и точки изготовления колёс на силу удара зубьев в момент входа в зацепление.

Принимаем Kd= 1,35

Kk учитывает неравномерность распределения нагрузки вдоль зуба из-за неточности обработки зубьев и деформации валиков колёс.

0,5 · (+ 1) · ψa = 0,5 · (2,8 + 1) · 0,3 = 0,57

Так как по схеме задания колесо цилиндрической передачи располагается ближе к одному из подшипников то, Kk = 1,22.

Тогда коэффициент нагрузки

K = 1,22 · 1,35 =1,647

3.2.Определение основных геометрических параметров передачи.

3.2.1. Определяем межосевое расстояние по формуле:

где [σH4] - допускаемое контактное напряжение материала цилиндрического колеса.

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем aω = 100 мм

3.2.2.Ориентировочно определяем модуль зацепления:

m = (0,01 ÷0,02) · aω = (0,01 ÷0,02) · 100 = (1 ÷2) мм

Принимаем из стандартного значения m = 1,25 мм.

Определяем число зубьев шестерни z3 и колеса z4:

z4= z3 · = 31 · 2,8 = 118

3.2.3.Определяем все размеры зубчатых колёс.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

d3= m · z3 = 1,25·42=54 мм

d4= m · z4 = 1,25·118=147,5 мм

Высота головки зуба:

ha3= ha4 = ha = m = 1,25 мм

Высота ножки зуба:

hf3= hf4 = hf = 1,25 · m = 1,25·1,25=1,56 мм

Диаметры вершин зубьев и колеса соответственно:

da3 = d3 + 2 · ha = 54 + 2 · 1,25 = 56,5 мм;

da4 = d4 + 2 · ha = 147,5 + 2 · 1,25 = 150 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно:

df3= d3 - 2 · hf = 54 - 2 · 1,56 = 49,38 мм;

df4= d4 - 2 · hf = 147,5 - 2 · 1,56 = 144,38 мм;

Уточняем межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца колеса:

b4= aω · ψa = 100 · 0,3 = 30 мм

Ширина венца шестерни:

b3= b4+ (2..3)мм = 30 + 2 =32 мм

Уточняем окружную скорость тихоходного вала:

3.3.Силы, действующие в зацеплении

Окружная

Радиальная

Fr2= Ft2 · tga = 825,3 · tg20º = 297,1 Н

3.4. Проверочный расчёт

3.4.1. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

Определяем коэффициенты формы зубьев и сравниваем прочность зубьев.

При коэффициенте коррекции ξ = 0, коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса получим:

при z3= 42 Y3 = 0,465

при z4= 118 Y4 = 0,505

Определяем прочность зуба шестерни и колеса соответственно:

F]3· Y3 = 180 · 0,465 = 83,7 МПа

F]4· Y4 = 160 · 0,505 = 80,8 МПа

где [σF]3, [σF]4 - допускаемые напряжения изгиба материала шестерни и колеса соответственно.

Так как прочность зуба шестерни оказалась ниже прочности зуба колеса, то расчёту на изгиб подвергаем зуб шестерни:

3.4.3.Проверочный расчёт по напряжениям контакта.

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σH] из полученных для шестерни [σH3] и колеса [σH4], т.е. по менее прочным зубьям.

Для оценки износоустойчивости и долговечности передачи рекомендуется проверить её на контактную прочность по формуле:

 

где [σH4] - допускаемое контактное напряжение материала колеса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.Расчет цилиндрической ступени

3.1.Определение основных коэффициентов для расчета передачи.

3.1.1.Определяем приведенный модуль упругости Е:

где Е1- модуль упругости материала шестерни, Е2 - модуль упругости материала колеса. Для стали приведенный модуль упругости Е=2,1·105 МПа, для дюралюминия приведённый модуль упругости Е=0,67·105 МПа.

3.1.2. Определяем вспомогательный коэффициент ширины колеса.

Для приборных передач ψa = 0,1 ÷0,3. Для тихоходной ступени редуктора обычно принимают ψa в 1,4 - 1,5 раз большим, чем для быстроходной ступени; чем выше точность изготовления и монтажа передачи, тем большим может быть выбрано значение ψa. Примем значение ψa = 0,3.

3.1.3. kп- коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности за счёт увеличения суммарной длины контактных линий; для прямозубых колёс kп = 1 при твёрдости рабочих поверхности зубьев не более HB 350.

3.1.4. Коэффициент нагрузки К.

Коэффициент нагрузки представляют в виде произведения

K = Kd· Kk

где Kd- коэффициент динамической нагрузки;

Kk- коэффициент концентрации нагрузки.

Коэффициент динамической нагрузки Kd учитывает влияние окружной скорости и точки изготовления колёс на силу удара зубьев в момент входа в зацепление.

Принимаем Kd= 1,55

Kk учитывает неравномерность распределения нагрузки вдоль зуба из-за неточности обработки зубьев и деформации валиков колёс.

0,5 · (+ 1) · ψa = 0,5 · (7,1 + 1) · 0,2 = 0,81

Так как по схеме задания колесо цилиндрической передачи располагается ближе к одному из подшипников то, Kk = 1,28.

Тогда коэффициент нагрузки

K = 1,28 · 1,55 =1,984

3.2.Определение основных геометрических параметров передачи.

3.2.1. Определяем межосевое расстояние по формуле:

где [σH4] - допускаемое контактное напряжение материала цилиндрического колеса.

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем aω = 100 мм

3.2.2.Ориентировочно определяем модуль зацепления:

m = (0,01 ÷0,02) · aω = (0,01 ÷0,02) · 100 = (1 ÷2) мм

Принимаем из стандартного значения m = 1,5 мм.

Определяем число зубьев шестерни z3 и колеса z4:

z4= z3 · = 16 · 7,1 = 114

3.2.3.Определяем все размеры зубчатых колёс.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

d3= m · z3 = 1,5·16=24 мм

d4= m · z4 = 1,5·114=171 мм

Высота головки зуба:

ha3= ha4 = ha = m = 1,5 мм

Высота ножки зуба:

hf3= hf4 = hf = 1,25 · m = 1,25·1,5=1,875 мм

Диаметры вершин зубьев и колеса соответственно:

da3 = d3 + 2 · ha = 24 + 2 · 1,5 = 27 мм;

da4 = d4 + 2 · ha = 171 + 2 · 1,5 = 174 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно:

df3= d3 - 2 · hf = 24 - 2 · 1,875 = 20,25 мм;

df4= d4 - 2 · hf = 171 - 2 · 1,875 = 167,25 мм;

Уточняем межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца колеса:

b4= aω · ψa = 97,5 · 0,2 = 19,5 мм

Ширина венца шестерни:

b3= b4+ (2..3)мм = 19,5+ 2 =21,5 мм

Уточняем окружную скорость тихоходного вала:

3.3.Силы, действующие в зацеплении

Окружная

Радиальная

Fr2= Ft2 · tga = 317,5 · tg20º = 114,4 Н

3.4. Проверочный расчёт

3.4.1. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

Определяем коэффициенты формы зубьев и сравниваем прочность зубьев.

При коэффициенте коррекции ξ = 0, коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса получим:

при z3= 16 Y3 = 0,355

при z4= 114 Y4 = 0,505

Определяем прочность зуба шестерни и колеса соответственно:

F]3· Y3 = 195 · 0,355 = 69,2 МПа

F]4· Y4 = 180 · 0,505 = 100 МПа

где [σF]3, [σF]4 - допускаемые напряжения изгиба материала шестерни и колеса соответственно.

Так как прочность зуба шестерни оказалась ниже прочности зуба колеса, то расчёту на изгиб подвергаем зуб шестерни:

3.4.3.Проверочный расчёт по напряжениям контакта.

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σH] из полученных для шестерни [σH3] и колеса [σH4], т.е. по менее прочным зубьям.

Для оценки износоустойчивости и долговечности передачи рекомендуется проверить её на контактную прочность по формуле:

 

где [σH4] - допускаемое контактное напряжение материала колеса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Т.К. N>NF0то KFL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

3.2.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>NF0то KFL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

 

Элемент передачи

 

Марка материала

 

Dпред

Sпред

 

Термообработка

 

HB

𝜎B

𝜎T

𝜎-1

[𝜎]H

[σ]F

Н/мм2

Шестерня

45

125

У

248,5

780

540

335

____

____

Колесо

45Л

200

У

221

680

440

285

464,8

170,722

 

3.3. Проектный расчет.

3.3.1. Ка – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач – Ка=49,5

коэффициент ширины венца колеса:

передаточное число открытой передачи:

вращающий момент на валу рабочей машины:

допускаемое контактное напряжение колеса с менеепрочным зубом:

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев:

Межосевое расстояние:

3.3.2. Кm– вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Кm=6,8

делительный диаметр колеса:

ширина венца колеса:

допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом:

Модуль зацепления:

 

В открытых передачах расчетное значение модуля т увеличивается на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев:

Округляем значение модуля m до ближайшего большего значения из стандартного ряда:

 

3.3.3. Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:

 

3.3.4. Определяем число зубьев шестерни:

Округляем до ближайшего целого числа:

 

3.3.5. Определяем число зубьев колеса:

 

3.3.6. Определяем фактическое передаточное число:

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного:

 

 

 

 

 

3.3.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

 

3.3.8. Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

 

Параметр

Шестерня

Колесо

Диаметр

делительный

вершин

зубьев

впадин

зубьев

Ширина венца

 

3.4. Проверочный расчет.

3.4.1. Проверим межосевое расстояние:

 

3.4.2. Проверим пригодность заготовок колес:

 

3.4.3. Проверим контактные напряжения:

К – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436

Окружная сила в зацеплении:

KHa– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KHa=1.

KHv– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Окружная скорость колес:

Степень точности передачи – 9.

KHv=1,01

Вычислим контактное напряжение:

Сравним контактные напряжения:

Т.к. получена недогрузка не более 10%, следовательно условие прочности соблюдается.

 

3.4.4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

KFa– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KFa=1.

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес:

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи:

коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Рассчитаем напряжение изгиба зубьев и шестерни:

Т.к. напряжение изгиба получилось значительно меньше допустимого, значит условие прочности выполняется.

3.5.Рассчитаем силы в зацеплении открытой передачи:

Силы

Значения сил на:

Шестерне, Н

Колесе, Н

Окружная

Радиальная

 

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние, awмм

200

Угол наклона

зубьев,

 

0

Модуль зацепления, m мм

4

Ширина зубчатого венца

шестерни, b3 мм

колеса, b4 мм

 

54

50

Диаметр шестерни:

 

делительный, d3 мм

вершин зубьев, da3 мм

впадин зубьев, df3мм

 

 

96

104

86,4

 

Число зубьев

шестерни, Z3

колеса, Z4

 

24

76

Вид зубьев

прямые

Диаметр колеса:

 

делительный, d4 мм

вершин зубьев, da4мм впадин зубьев, df4 мм

 

 

304

312

294,4

 

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечание

Контактные напряжения 𝜎н Н/мм2

464,8

433,406

 

Напряжения изгиба Н/мм2

255,955

72,089

 

227,63

60,521

 

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками; для шестерни сталь 40ХН, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 285,5; для колеса - сталь 40ХН, термическая обработка - улучшение, но твердость на 37 единиц ниже НВ 248,5.

4.1. Определение допускаемых контактных напряжений:

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестернии колеса.

4.1.1. Для шестерни:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>NH0,то KHL=1

допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

4.1.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>NH0то KHL=1

допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных контактных напряжений:

4.2. Определение допускаемых напряжений изгиба:

4.2.1. Для шестерни:

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельнодля зубьев шестерни и колеса.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>NF0то KFL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

4.2.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>NF0то KFL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

 

Элемент передачи

 

Марка материала

 

Dпред

Sпред

 

Термообработка

 

HB

𝜎B

𝜎T

𝜎-1

[𝜎]H

[σ]F

Н/мм2

Шестерня

45ХН

200

У

285,5

800

630

480

____

____

Колесо

45ХН

200

У

248,5

680

440

285

514,3

191,966

 

4.3. Проектный расчет.

4.3.1. Ка– вспомогательный коэффициент, для косозубых передач – Ка=43

коэффициент ширины венца колеса:

передаточное число закрытой передачи:

вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом:

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев:

Межосевое расстояние:

4.3.2. Кm– вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm=5,8;

делительный диаметр колеса:

ширина венца колеса:

допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом:

Модуль зацепления:

Округляем значение модуля m до ближайшего большего значения из стандартного ряда:

4.3.3. Определим угол наклона зубьев:

4.3.4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Округлим до целого числа:

4.3.5.Уточним действительную величину зубьев шестерни и колеса:

4.3.6. Определяем число зубьев шестерни:

Округляем до ближайшего целого числа:

4.3.7. Определяем число зубьев колеса:

<


Ключевые слова -


ФНГ ФИМ ФЭА ФЭУ
Copyright 2018. Для правильного отображения сайта рекомендуем обновить Ваш браузер до последней версии!