МОЯ Пояснительная записка. работа. Курсовой проект по дисциплине "Детали машин" Привод транспортера Расчетнопояснительная записка

• Название: Курсовой проект по дисциплине "Детали машин" Привод транспортера Расчетнопояснительная записка
• Дата: 11.03.2023
• Размер: 2.93 Mb.
• Имя файла: МОЯ Пояснительная записка. работа.doc
• Тип: Курсовой проект; #980760
• страница: 2 из 7

Рабочая ширина колеса

b₂ =  _ba a_W = 0,315  140 =44,1 мм.

Ширина шестерни

b₁ = b₂ + (2…4) = 44,1 + (2…4) = 46,1…48,1 мм.

В соответствии с ГОСТ 6636-69 из ряда R_a20 примем b₁ = 50 мм и b₂ =45 мм. /2, c. 20/.

2.3.5 Модуль передачи

мм.

По ГОСТ 9563-60 принят нормальный модуль мм.

2.3.6 Минимальный угол наклона зубьев

.

2.3.7 Суммарное число зубьев



2.3.8 Число зубьев шестерни



Примем Z₁= 25

2.3.9 Число зубьев колеса



2.3.10 Фактическое передаточное число



Расхождение = (4,6-4,5)/4,5*100%=2,22222% ≤[4%]

2.4 Уточнение расчетных параметров передачи и проверочный расчет на контактную прочность зубьев

1. 
   Окружная скорость
   

м/с,

где мм  делительный диаметр шестерни.

2.4.2 Уточняем коэффициенты нагрузки

Уточняем значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями в прямозубой передаче K_H= 1, /2, c. 19, рисунок 2/

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в прямозубой передаче K_F= 1,0 /2, c. 24, таблица 14/ для прямозубых колес 8-й степени точности.

Коэффициенты динамичности нагрузки:

- при расчете на контактную выносливость K_HV = 1,15 /2, c. 17, таблица 10/;

- при расчете на изгибную выносливость K_FV = 1,3 /2, c. 17, таблица 11/.

Коэффициенты нагрузки:

К_H = К_HβК_HVК_Hα = 1,01,151,0 = 1,15;

К_F = К_FβК_FV К_Fα = 1,01,31,0 = 1,3.

2.4.3 Расчетное контактное напряжение



_Н=483,86566 МПа > []_H=463,9 МПа.

Перегрузка передачи по контактным напряжениям составляет:

<[5%]

что является допустимым [3, с.23].

2.5 Проверка зубьев на изгибную выносливость

2.5.1 Напряжения изгиба в зубьях колеса

.

Эквивалентное число зубьев колеса



Коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса

.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев



Напряжение в опасном сечении зубьев колеса

МПа.

МПа < МПа.

2. 
   Напряжения изгиба в зубьях шестерни
   

Эквивалентное число зубьев шестерни



Коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни



Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

МПа < МПа.

5. 
   Основные геометрические размеры колес
   

2.6.1Диаметры делительных окружностей

мм;

мм.

Проверка: мм = мм.

2. 
   Диаметры окружностей вершин зубьев
   

мм;

мм.

2.6.3 Диаметры окружностей впадин зубьев

мм;

мм.

2.7 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила F_t1 = F_t2 = Н.

Радиальная сила Н.

Осевая сила Н.
2.8 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку

Определяем коэффициент перегрузки привода

= 2,68097.

Максимальное контактное напряжение σ_{H max}

.



Максимальные напряжения изгиба

МПа < [σ]_Fmax1= 782,3 МПа;

МПа < [σ]_Fmax2 = 680,9 МПа.

Во всех случаях прочность зубьев при кратковременных пиковых перегрузках также обеспечена.

3 Расчет тихоходной цилиндрической передачи редуктора

3.1 Исходные данные для расчета

Получены из кинематического расчета и на основании исходных данных на проектирование.

Вращающий момент на шестерне Т_III, Нм – 218,55327.

Вращающий момент на колесе Т_IV, Нм – 747,31958.

Частота вращения шестерни n_III, об/мин – 214,44444.

Частота вращения колеса n_IV, об/мин – 60,40688.

Передаточное число передачи U_т = 3,55.

Срок службы передачи L_h , час – 10000.

Режим работы 0.

Смазка погружением колеса в масляную ванну.

Электродвигатель имеет следующие параметры:

• 
  мощность номинальная , Вт – 5500;
  
• 
  мощность расчетная , Вт – 5128,73394;
  
• 
  отношение пускового момента к номинальному Т_мах / Т_ном = 2,5.
  

3.2 Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений

3.2.1 Выбор материала зубчатых колес

Так как к габаритным размерам редуктора не предъявляется особых требований, то принимаем следующие материалы:

- для шестерни: сталь 40ХН ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, твердость НВ₃ 269÷302, предел прочности σ_В1 = 950 МПа, предел текучести σ_Т3 = 780 МПа /3, c. 7, таблица 1/;

- для колеса: сталь 40ХН ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, НВ 235÷262, предел прочности σ_В4 = 800 МПа, предел текучести σ_Т4 = 630 МПа. /3, c. 7, таблица 1/;
3.2.2 Средняя твердость материала шестерни и колеса

НВ_ср3 = (НВ_min3 + HB_{max 3}) / 2 = (269 + 302) / 2 = 285,5;

НВ_ср4 = (НВ_min4 + HB_max4) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5.
3.2.3 Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса N_∑1 и N_∑2

N_∑3 = 60  L_h  n_III = 60  10000  214,44444 = 128,67  10⁶ ;

N_∑4 = 60  L_h  n_IV = 60  10000  60,40688 = 36,24  10⁶ .
3.2.4 Эквивалентное число циклов перемены напряжений

При расчете на контактную выносливость

- для шестерни: N_HE3=k_HE  N_∑3= 1,0  128,67  10⁶ = 128,67  10⁶ ,

здесь k_HE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /3, c. 12, таблица 5/.

для колеса: N_HE4=k_HE N_∑4= 1,0  36,24  10⁶ = 36,24  10⁶.
При расчете на изгибную выносливость

N_FE3=k_FE N_∑3= 1,0  128,67  10⁶ = 128,67  10⁶ ,

здесь k_FE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /3, c. 12, таблица 5/.

N_FE4=k_FE N_∑4= 1,036,24  10⁶ = 36,24  10⁶.
3.2.5 Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной выносливости шестерни и колеса N_HG1 и N_HG2 для колес из улучшенных сталей

N_HG1 = 30  (HB_ср3)^2,4 = 30  285,5^2,4 = 23,47  10 ⁶;

N_HG2 = 30  (HB_ср4)^2,4 = 30  248,5^2,4 = 16,82  10 ⁶ .

3.2.6 Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу изгибной выносливости

Для улучшенных сталей не зависимо от твердости зубьев колес:

N_FG3 = N_FG4 = 4  10⁶ [3, с.8].

3.2.7 Допускаемые напряжения для расчетов на выносливость

3.2.7.1 Допускаемые напряжения для расчетов на контактную выносливость

Для шестерни:

,

где σ_Нlim – предел контактной выносливости /3, c. 9, таблица 3/, для улучшенных колес:

σ_Нlim3=2· HB_ср3 +70 =2·285,5+70=641 МПа;

S_H – коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; S_H = 1,1 – для улучшенных колес /3, c. 9/;

- коэффициент долговечности, так как

> N_HG3 =23,47  10⁶, то /3, c. 10/;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, для материалов первой группы принимаем =0,9 /3, c. 10/;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, на предварительном этапе расчета принимаем = 1 /3, c. 10/.

Тогда МПа.

Для колеса:

,

σ_Нlim4=2· HB_ср4 +70 =2·248,5+70=567 МПа.

Поскольку N_HE4 =36,24  10⁶> N_HG4=16,82  10⁶ , то /3, c. 10/, тогда:

МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:

[ ]_Н=[ ]_Нmin=[ ]_H2=463,9МПа,

МПа < МПа.

Принимаем МПа.

3.2.7.2 Допускаемые напряжения для расчетов на изгибную вынослвость

Для шестерни:

,

где  предел изгибной выносливости при отнулевом цикле напряжений /3, с.12, таблица 4/, для улучшенных колес:

=1,75HB_ср3 = 1,75285,5 =499,6 МПа,

 коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность /3, c. 11/;

- коэффициент долговечности, так как

> N_FG3 =4  10⁶, то /3, c. 11/;

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, при зубофрезеровании /3, c. 12/;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем приложении нагрузки /3, c. 12/.

Тогда:

Для колеса:

,

=1,75HB_ср4= 1,75248,5 =434,9 МПа.

Поскольку N_FE4 =36,24  10⁶> N_FG4=4  10 ⁶ , то /3, c. 11/, тогда:



3.2.8 Максимальные допускаемые напряжения [σ]_Hmax и [σ]_Fmax

1) При расчете на контактную выносливость [σ] _Hmax

[σ] _Hmax = 2,8σ_Т4 = 2,8  630 = 1764 МПа.

2) При расчете на изгибную выносливость [σ]_Fmax1 и [σ]_Fmax2

[σ]_Fmax3= 2,74  НВ _ср3 = 2,74  285,5 = 782,3 МПа;

[σ]_Fmax4 = 2,74  НВ _ср4 = 2,74  248,5 = 680,9 МПа.
3.3 Определение основных параметров передачи

3.3.1 Коэффициенты нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Н = К_{Н β}К_НVK_H.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес

К_Нβ =  (1  Х) + Х .

Полагая  _ba= 0,315, определим относительную ширину шестерни



Коэффициент режима для режима работы 0 X=1 /3, с.8, таблица 2/.

Тогда К_Нβ = 1.

С целью определения коэффициента динамичности нагрузки вычислим приближенное значение окружной скорости:

м/с,

где – коэффициент для прямозубой передачи /3, c. 16/.

По таблице 9 назначаем 9-ю степень точности изготовления цилиндрической прямозубой передачи.

Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен K_HV = 1,06 /3, с.17, таблица 10/.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в прямозубой передаче K_H= 1.

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_{Н β}К_НV K_H = 1,01,06 1= 1,06.

3.3.2 Коэффициенты нагрузки при расчете на изгибную выносливость

К_F = К_{F β}К_FVК_Fα.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес

К_Fβ =  (1  Х) + Х .

Так как Х = 0, то по аналогии с п. 3.3.1 К_Fβ = 1.

Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен K_FV = 1,11 /3, с.18,

таблица 11/.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в прямозубой передаче K_F= 1,0 /3, с.24, таблица 14/ для прямозубых колес 9-й степени точности.

Коэффициент нагрузки

К_F = К_FβК_FVK_F= 1,01,111 = 1,11.

3.3.3 Предварительное значение межосевого расстояния



Ближайшее значение a_W = 200 мм по ГОСТ 2185-66.

3.3.4 Рабочая ширина венца