Курсовая работа по деталям машин. ПЗ без подписи. Курсовой проект по дисциплине Детали машин и основы конструирования

• Название: Курсовой проект по дисциплине Детали машин и основы конструирования
• Анкор: Курсовая работа по деталям машин
• Дата: 13.03.2023
• Размер: 1.37 Mb.
• Имя файла: ПЗ без подписи.docx
• Тип: Курсовой проект; #984263
• страница: 3 из 5

ЧАСТЬ 2. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

Для дальнейших расчётов требуется определить общее передаточное число, которое находится по следующей формуле:



где n­ – количество оборотов ручки, для поворота установки на β градусов.

Исходя из общего передаточного отношения подбираются передаточные числа для цилиндрических и червячной передач так, чтобы их произведение было равно общему передаточному числу.

2.1 Цилиндрическая передача

2.1.1. Определение геометрических параметров цилиндрической

Зацепление зубчатых колес эквивалентно качению без скольжения окружностей с диаметрами d_w1 и d_w2 (рис. 2), которые называются начальными окружностями.




Рисунок 2. Образование эвольвентных профилей
Для дальнейших расчётов требуется определить модуль передачи (характеристика масштаба колеса). Исходя из ГОСТ 9563–80 был выбран модуль m=1,5 мм. Подобрав модуль, следует вычислить остальные геометрические параметры передачи:
Таблица 1. Цилиндрическая передача 1

	Формула	Шестерня	Колесо
Z		18	54
		27	81
		30	84
		23,25	77,25
P		4,712
		54
S		2,355
		3
		0,45
		0,375

Таблица 2. Цилиндрическая передача 2

	Формула	Шестерня	Колесо
Z		22	61
		33	91,5
		36	94,5
		29,25	87,75
P		4,712
		62,25
S		2,355
		3
		0,3
		0,375

где

Z – число зубьев;

– делительный диаметр;

– диаметр вершин зубьев;

– диаметр впадин;

P– шаг зубьев;

S – толщина зуба;

– глубина захода;

– радиус кривизны у основания;

– радиальный зазор.

Ширину зубчатых колес выбирают в соответствии с установленными эмпирическими соотношениями Ψa=b/a_w:

• 
  для ЦП 1 =Ψa a_w1 =0,2 54 = 10,8 = 11 мм;
  

• 
  для ЦП 2 =Ψa a_w2 =0,2 62,25 = 12,45 = 13 мм;
  

Крутящий момент на шестерне (T₁) ЦП 1 принимаем равным крутящему моменту на ручке редуктора , т.е.

На колесе крутящий момент (T₂) ЦП 1 вычисляется по формуле:


где – КПД цилиндрической передачи ( ).

Момент на червяке определяется по формуле:



Где – КПД червячной передачи=0,7

2.1.2. Расчёт прямозубой цилиндрической передачи

Для изготовления шестерни и колеса используется ст40х со следующими характеристиками:

Твёрдость шестерни: HB₁=250 HB;

Твёрдость колеса: HB₂=240 HB;

Предел прочности ст40х: σ_B=850 МПа;

Предел текучести ст40х: σ_T=550 МПа;

Модуль упругости: .;

Угол зацепления: α_t = 20º;

Коэффициент динамической нагрузки: ;

Коэффициент расчётной нагрузки: .

Пределы контактной выносливости для шестерни и колеса вычисляются по формуле:







Далее проводится расчёт сил, действующих в цилиндрических передачах.

Будем рассматривать момент зацепления в полюсе, силы трения ввиду малости не учитываются.

Окружная составляющая силы (вдоль оси х), передающая вращение с одного колеса на другое, для всех зубчатых колес:

Для 1 Ц.П.:





Для 2 Ц.П.:





где –делительный диаметр в мм.

Радиальная F_r и осевая F_z силы доля прямозубых колёс определяются по формулам:

Для 1 Ц.П.:









Нормальная к поверхности зуба сила:





Для 2 Ц.П.:









Нормальная к поверхности зуба сила:

2.1.3. Расчёт зубьев цилиндрических передач на изгиб.

Данный расчёт – основной для зубьев открытых передач. Этот расчет является основным для зубьев открытых передач. Для оценки прочностной надежности зубчатой передачи необходимо иметь уравнение, связывающие максимальные напряжения в опасном сечении с внешней нагрузкой на зуб и размерами опасного сечения (параметрами передачи). Точный расчет зубьев возможен лишь методами теории упругости. В инженерном расчете зуб рассматривают как консольную балку (стержень) постоянного сечения с нагрузкой, распределенной по линии контакта, и требуемую зависимости напряжений от сил и размеров сечения принимают по формулам сопротивления материалов. Далее значения номинальных напряжений уточняют введением теоретического коэффициента концентрации напряжений. Условие прочностной надежности зуба по допускаемым напряжениям изгиба имеет обычный вид:

σ _F ≤ [σ _F] (2.13)

где σ_F – максимальное напряжение изгиба в опасном сечении зуба;

[σ_F] – допускаемое напряжение изгиба для материала зуба.
Местные напряжения от изгиба вычисляются по следующей формуле:



где – ширина зубчатого колеса;

– коэффициент формы зубьев ( );

– коэффициент нагрузки ( );

m –модуль,

а допускаемые напряжения изгиба:



где – предел выносливости зубьев ( );

–коэффициент запаса прочности ( );

– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при полировании );

– коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений и градиент напряжений, определяемый в зависимости от модуля ( );

– коэффициент, учитывающий влияние размеров

( ).

Для ЦП 1:

Для ЦП 2:




Условие прочностной надежности зуба по допускаемым напряжениям изгиба соблюдается.

2.1.4. Расчёт зубьев цилиндрической передачи на контактную прочность.

Данный расчёт сводится к удовлетворению следующего условия: контактные напряжения в зубьях σ_H должны быть равны или меньше допускаемых [σ_H]. Расчет ведут для зацепления в полюсе, так как выкрашивание начинается у полюсной линии (на ножке), причем полюсная линия прямозубых передач находится в зоне однопарного зацепления.

Контактные напряжения вычисляются по формуле:



Допускаемые контактные напряжения находятся следующим образом:



где – коэффициенты, учитывающие влияние шероховатости, окружной скорости, смазки, размеров;

– коэффициент запаса прочности (при однородной структуре зуба: , при поверхностных упрочнениях: );

– предел контактной выносливости ( ).
Для ЦП 1:









Для ЦП 2:









Условие прочностной надежности зуба на контактную прочность соблюдается.