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.
• Имя файла: КУРСОВАЯ.docx
• Тип: Курсовой проект; #994494
• страница: 3 из 5

2.3.4 Расчёт передачи на контактную выносливость

Для работы зубчатой передачи в пределах установленного ресурса времени расчетное значение контактного напряжения не должно превышать допускаемого значения.

σ_H = 22,4 Z_HZ_MZ_ε ≤ σ_HP , (2.18)

где Z_H — коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей

зубьев в полюсе зацепления;

Z_М — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов

сопряжённых зубчатых колёс, Z_М =275 /мм;

Z_ε— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

для косозубых передач;

b_W — рабочая ширина зубчатого венца зубчатого колеса ступени

редуктора;

K_Hα — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

венца, (рассчитано ранее);

K_НV — коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки.
K_Hα = 1,1 .

b_W=225 мм .

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей:

Z_H = = 1,74 .

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Z_ε = = 0,89 .

Коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки:

K_HV = 1 + = 3,06 .

Контактное напряжение:

σ_H = 22,4× 1,75× × 0,89×   = 291,3 МПа

291,3>147,6.

2.3.5 Определение сил, действующих в зацеплении

В косозубой передаче нормальная сила F_n , действующая в плоскости зацепления, имеет три составляющие: окружную, радиальную и осевую - F_α :

F_t = ; F_α = F_ttg(β) ; F_r = ; F_n = , (2.19)

F_t1 = = 0,24 Н ,

F_α1 = 0,24× tg(0,98) = 0,35 Н ,

F_r1 = = = 0,15 Н ,

F_n = = = 0,45 Н .

Теперь повторим расчёты зубчатой передачи на прочность, но уже для второй (тихоходной) ступени.

2.4 Расчёт передачи на прочность для быстроходной ступени

2.4.1 Расчёт передачи на контактную прочность

Предварительно размер межосевого расстояния цилиндрической передачи ступени, 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 = 5,6;

T₃ — крутящий момент на ведомом валу ступени редуктора,Н∙м

(рассчитано ранее);

— коэффициент, учитывающийраспределение 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 = = 1,52 .

Размер межосевого расстояния для быстроходной ступени:

α_W2 = 4 ( 5,6 + 1 ) = 202,4 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 колесак модулю ступени

редуктора, φ_m = 25;

Значение модуля для тихоходной ступени:

m_n2 =0,4 = 3,23 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 = = 122,5 ,

Уточняем угол наклона зубьев по формуле:

β = arccos( ) , (2.9)

β = arccos( ) = arccos (0,2131) = .

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

Z₁= ;Z₂ = Z_Σ - Z₁ ; (2.10)

Z₁ = = 18,5 ,

округляем до 19.
Z₂ = 122,5– 19 =103,5 ≈ 104 .
2.3.2 Геометрические параметры и окружная скорость зубчатых колес

Диаметры делительных окружностей, мм:

d₁ = ;d₂ = ; (2.11)

d₁ = = 292, 2 мм ,
d₂ = =1599,6 мм ,

Диаметры окружности вершин зубьев, мм:

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

da1 = 292,2+ 2×3,23 = 298,66 ≈ 299 мм ,

d_a2 = 1599,6 + 2×3,23 =1606, 06 ≈1606 мм .

Диаметры окружности впадин зубьев, мм:

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

d_f1 = 292,2 – 2,5×3,23 =284,1≈284 мм ,

d_f2 =1599,6– 2,5×3,23 =1591,5≈1592 мм .

Ширина венцов зубчатого колеса и шестерни ступени, мм:

b₂ = φ_baa_W ; b₁ = b₂ + 5 ; (2.14)

b₂ = 0,4 × 202,4 = 80,96 мм ,

b₁ = 80,96 + 5 = 85,96 мм .

Окружная скорость, м/с, определяется по формуле

V = ; (2.15)

V = = 22, 24 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 и . 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 = = 2051, 6,

для колеса:

Z_V2 = = 11229,8 .

Коэффициент формы зуба Y_F для шестерни:

Y_F1 = 3,6 ,

для колеса:

Y_F2 = 4,3 .

Определяем отношения и

= ,

= ,

< ,

< ,

следовательноY_F = Y_F1и σ_FP = σ_FP1 .

Возникающие изгибные напряжения σ_F , МПа, выражаются формулой

σ_F = ≤ σ_FP , (2.17)

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

(рассчитано ранее);T₂= 1046 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= 1,83 .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

K_Fα = = 0,88 .

Коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки:

K_FV = 1 + = 1,72 .

σ_F = = 160,94 МПа

2.3.4 Расчёт передачи на контактную выносливость

Для работы зубчатой передачи в пределах установленного ресурса времени расчетное значение контактного напряжения не должно превышать допускаемого значения.

σ_H = 22,4 Z_HZ_MZ_ε ≤ σ_HP , (2.18)

где Z_H — коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей

зубьев в полюсе зацепления;

Z_М — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов

сопряжённых зубчатых колёс, Z_М =275 /мм;

Z_ε— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

для косозубых передач;

b_W — рабочая ширина зубчатого венца зубчатого колеса ступени

редуктора;

K_Hα — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

венца, (рассчитано ранее);

K_НV — коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки.
K_Hα = 1,08 .

b_W =80,75мм .

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей:

Z_H = = = 0,8 .

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Z_ε = = 0,73 .

Коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки:

K_HV = 1 + = 3,87 .

Контактное напряжение:

σ_H = 22,4× 0,8× × 0,73×  = 34 603,29 МПа

2.3.5 Определение сил, действующих в зацеплении

В косозубой передаче нормальная сила F_n , действующая в плоскости зацепления, имеет три составляющие: окружную, радиальную и осевую - F_α :

F_t= ; F_α = F_ttg(β) ; F_r = ; F_n = , (2.19)

F_t2 = = 7,15 Н ,

F_α2 = 0,83× tg(0,21)= 0,17 Н ,

F_r2 = = 0,3 Н ,

F_n = = =0,9 Н .