КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ДЕТАЛИ МАШИН» Тема: спроектировать привод цепного конвейера. КУРСОВАЯ. Курсовой проект по дисциплине детали машин

Название	Курсовой проект по дисциплине детали машин
Анкор	КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ДЕТАЛИ МАШИН» Тема: спроектировать привод цепного конвейера
Дата	16.03.2023
Размер	279.14 Kb.
Формат файла
Имя файла	КУРСОВАЯ.docx
Тип	Курсовой проект #994494
страница	2 из 5

1 2 3 4 5

2 Расчёты зубчатых цилиндрических передач

2.1 Выбор материалов для зубчатых колёс

Выбираем сталь как для колеса(2) (Колесо 45 ), так и для шестерни(1)(Шестерня 45).

Механические свойства стали (табл. 2.1)

Таблица 2.1. Механические свойства стали 45

Термообработка	Твердость НВ	Пределы, Мпа
		прочности σ_в	текучести σ_т
Нормализация	167…217 (170)	550	280

Шестерня 45, НВ=170

Колесо 45, НВ=170

2.2 Расчёт допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряженияσ_НР , МПа, определяют по формуле

σ_НР = Z_RZ_υK_LK_χH , (2.1)

где σ_Н_lim — предел контактной выносливости поверхностей зубьев,

соответствующий эквивалентному числу циклов перемены

напряжения N_H₀, МПа;

S_H — коэффициент безопасностипри расчёте зубьев на контактную

выносливость активных поверхностей зубьев, S_H = 1,1;

Z_R— коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных

поверхностей зубьев, общий для шестерни и колеса, Z_R = 1 при 7 классе степени точности;

Z_υ— коэффициент, учитывающий окружную скорость, первоначально

принимается, Z_υ= 0,8

K_L— коэффициент, учитывающий влияние смазки, K_L = 1;

K_χH— коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса,

первоначально принимается K_χH = 1.

Предел контактной выносливости σ_Н_lim, МПа, определяют по формуле:

σ_Н_lim = σ_Н_limbK_HL, (2.2)

где σ_Н_limb — предел контактной выносливости поверхностей

зубьевсоответствующий базовому числу циклов перемены

напряжения N_H₀;

K_HL— коэффициент долговечности;

N_HE— эквивалентное число циклов перемены напряжений, посчитано ранее.

При расчете косозубых передач принимают усредненное значение, полученное для шестерни и колеса передачи по формуле:

σ_НР = 0,45 ( σ_{Н Р}₁ + σ_{Н Р}₂) , (2.3)

Базовое число циклов перемены напряжений:

N_H₀= 30 ×

= 6, 76× 10⁶ .

Коэффициент долговечности:

K_HL=

= 0,55 .

Предел контактной выносливости поверхностей зубьевсоответствующий базовому числу циклов перемены напряжения:

σ_Н_limb = 2 ×170 + 70 = 410 МПа.

Предел контактной выносливости:

σ_Н_lim = 410× 0,55= 225, 5 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни:

σ_НР1 = = 164 МПа .

Так как материал шестерни и колеса один и тот же, их допускаемые контактные напряжения будут идентичны:

σ_НР₂ = σ_НР₁ ,

σ_НР₂ = 164 МПа ,

Усредненное значение допускаемых контактных напряжений:

σ_НР = 0,45 (164+ 164) = 147, 6 МПа .

2.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на выносливость зубьев при изгибе (Шестерня)

Допускаемые напряжения определяют по формуле:

σ_F_Р = Y_SY_RK_χF ,(2.4)

где σ_Flim — предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий

эквивалентному числу циклов перемены напряжения N_H₀, МПа;

S_F — коэффициент безопасностипри расчёте зубьев на выносливость при

изгибе, формула;

Y_S— коэффициент, учитывающий градиент напряжений и

чувствительность материала к концентрации напряжений,

первоначально принимается Y_S =1;

Y_R— коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности

для шлифования и зубофрезерования, Y_R = 1;

K_χF— коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, первоначально принимается K_χF = 1

Предел контактной выносливости зубьев при изгибе σ_Flim , МПа, определяют по формуле :

σ_Flim = K_FcK_FL , (2.5)

где

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий

базовому числу циклов перемены напряжения, МПа;

K_Fc — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения

нагрузки, при одностороннем приложении нагрузки (конвейеры)

K_Fc = 1;

K_FL— коэффициент долговечности, примем K_FL=

= 0,63.

= 6,46× .

S_F = 1,75 × 1= 1,75 ,

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжения:

= 1,8 ×170 = 306 МПа ,

Предел контактной выносливости зубьев при изгибе

σ_Flim =306×1×0,63 = 192, 78 МПа ,

Допускаемые напряжения:

σ_F_Р1 = 1× 1×1 = 110, 16 МПа . (расчет для колеса такой-же (σ_F_Р2=110,167))

Теперь проведем расчёты зубчатой передачи на прочность. Начинать расчет будем с первой (быстроходной) ступени.
2.3 Расчёт зубчатой передачи на прочность для тихоходной ступени

2.3.1 Расчёт передачи на контактную прочность

Предварительно размер межосевого расстояния цилиндрической передачиступени, мм, определяют по формуле:

α_W = K_α ( U + 1 )

, (2.6)

где K_α — вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи K_α=4;

U — передаточное отношение ступени редуктора, U =4;

T₂— крутящий момент на ведущем валу ступени редуктора,Н∙м

(рассчитано ранее);

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

венца;

φ_bd — вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого

венца зубчатого колеса ступени редуктора к начальному диаметру шестерни; этот параметр связан с α_W, φ_bd = b_W / d_W₁ =

;

φ_ba — вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого

венца зубчатого колеса ступени редуктора кα_W; предварительно задается из диапазона 0,315; 0,4; 0,5; принимаем φ_ba = 0,4;

φ_bd =

= 2 ,

= 1,45 ,

Размер межосевого расстояния для быстроходной ступени:

α_W₁ = 4 ( 9 + 1 )

= 554,8 мм ,

Согласовываем полученное значение со стандартными,

принимаем α_W₁ =560 мм .
Значение модуля, мм, ступени выбирается по зависимости:

m_n =

= φ_ba, (2.7)

где φ_m — вспомогательный параметр отношения рабочей ширины

зубчатого венца зубчатого колеса к модулю ступени

редуктора, φ_m = 25;

Значение модуля для тихоходной ступени:

m_n₁ =0,4

= 8,9 мм

Согласовываем полученное значение со стандартными

принимаем m_n₁ =9 мм .

Суммарное число зубьев, округляемое до целого значения, определяют по формуле:

Z_Σ =

cos ( β) , (2.8)

где β — угол наклона зубьев косозубой передачи, β = 8…

, принимаем

β=

;

Z_Σ =

= 121,7,

округляем до 122.

Уточняем угол наклона зубьев по формуле:

β = arccos(

) , (2.9)

β = arccos(

) = 0,198.

Числа зубьев колес, округленные до целого значения, рассчитывают для шестерни и колеса:

Z₁=

;Z₂ = Z_Σ - Z₁; (2.10)

Z₁ =

= 12,2

округляем до 12.
Z₂ = 122 – 12 = 110 .
2.3.2 Геометрические параметры и окружная скорость зубчатых колес
Диаметры делительных окружностей, мм:

d₁ =

;d₂ =

; (2.11)

d₁ =

= 110 мм ,

d₂ =

= 1010 мм.

Диаметры окружности вершин зубьев, мм:

d_a₁ = d₁ + 2m_n; d_a₂ = d₂ + 2m_n ; (2.12)

da1 = 110+ 2×9 =128 мм ,

d_a₂ = 1010 + 2×9 =1028 мм .

Диаметры окружности впадин зубьев, мм:

d_f₁ = d₁-2,5m_n; d_f₂ = d₂- 2,5m_n ; (2.13)

d_f₁ = 110 – 2,5 ×9 =87,5 мм ,

d_f₂ = 1010 – 2,5 ×9 =987,5 мм .

Ширина венцов зубчатого колеса и шестерни ступени, мм:

b₂ = φ_baa_W ; b₁ = b₂ + 5 ; (2.14)

b₂ = 0,4×560 =224 мм ,

b₁ = 224 + 5 = 229 мм.

Окружная скорость, м/с, определяется по формуле

V =

; (2.15)

V =

= 8, 375 м/с .
2.3.3 Расчёт передачи на выносливость зубьев при изгибе

Расчет позволяет предотвратить возможность усталостного излома зубьев. Производится для менее прочного из колес передачи. Для шестерни и колеса подсчитывают отношение допускаемого напряжения на изгиб к коэффициенту форму зуба Y_Fв зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_V :

Z_V =

. (2.16)

Определяются отношения

. Если

, необходимо проверять на изгиб зубья шестерни и в формулу (2.18) – см. ниже – подставлять значения Y_F = Y_F₁и

σ_FP = σ_FP₁. Если

необходимо проверять на изгиб зубья колеса и в формулу (2.18) подставляются значения Y_F = Y_F₂и σ_FP = σ_FP₂ .
Эквивалентное число зубьев Z_V для шестерни:

Z_V₁ =

= 12, 74,

для колеса

Z_V₂ =

= 116, 87 .

Коэффициент формы зуба Y_Fдля шестерни:

Y_F₁ = 4,1 ,

для колеса:

Y_F₂ = 4,4 .

Определяем отношения

,

следовательноY_F = Y_F₁ и σ_FP = σ_FP₁ .
Возникающие изгибные напряжения σ_F , МПа, выражаются формулой:

σ_F =

≤σ_FP , (2.17)

где T₁ — крутящий момент на промежуточном валу ступени редуктора,Н∙м

(рассчитано ранее);T₁=121, 4 Н*м

K_Fα — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Fβ— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

венца;

K_FV — коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;

Y_β — коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

K_Fβ = 1,85 .

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Y_β = 1 .

Коэффициент торцового перекрытия:

ε_α = [1,88 – 3,2 (

)]

0,98= 1, 26 .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

K_Fα =

= 0,89 .

Коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки:

K_FV = 1 +

= 4,26 .

σ_F =

= 17, 53 МПа

17,53<110

1 2 3 4 5