Курсовая работа по прикладной механике и деталям машин. приклад курсач. Курсовой проект по прикладной механике является самостоятельной работой студента, завершающей изучение этой дисциплины. В процессе разработки проекта применены
 Скачать 1.73 Mb.
|
– выходной вал привода:Т4 =Т3 ∙Uм ∙  м · пп , (5.11)Т4= 828379∙1∙0,99∙0,99 = 811894 Н·мм. – проверка:Т4 =Т1 ∙Uобщ ∙ общ, (5.12)Т4= 76433∙12∙0,885 = 811902 Н·мм.  6 Материалы, применяемые для зубчатых колес. Расчет прямозубой цилиндрической передачиПо заданию на курсовой проект необходимо спроектировать зубчатую цилиндрическую прямозубую передачу редуктора для привода общего назначения. В настоящее время при индивидуальном и мелкосерийном производстве цилиндрические прямозубые колеса закрытых передач изготавливают из сталей 40, 45, 40Х, а для упрочнения материала проводят термическую обработку: нормализацию, улучшение, закалку [3]. Твердость материала колес меньше или равна 350 НВ (по шкале Бринелля), что обеспечивает чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокую точность изготовления и хорошую прирабатываемость зубьев. Меньшее колесо в паре называют шестерней (при расчетах её параметрам присваивается индекс 1), а колесу присваивается индекс – 2. При работе передачи зубья испытывают контактные H и изгибные F напряжения. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи в курсовом проекте проводится только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется. При условиях работы передачи, отличных от заданий на курсовую работу, можно воспользоваться источником [4]. В качестве исходных данных для расчета зубчатой передачи в курсовой работе можно принять материалы и механические характеристики шестерни и колеса, приведенные в таблице 9 [2]. Т а б л и ц а 9 – Материалы колес и их механические характеристики
Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи межосевое расстояние  (рисунок 10). Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле:  , (6.1)где Т3 вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Н·мм;  коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес = 1,2; коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор = 0,4;U передаточное число зубчатой передачи, U = Uзп ;  допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.  МПа.Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния  мм.Принимаем а = 224 мм. Предварительная ширина колеса и шестерни равна:  , (6.2) =0,4∙224 = 89,6 мм, , (6.3) =1,12∙89,6 = 100,35 ммЗначения и округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше):  100 мм;  90 мм.Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале: m'=(0,01...0,02)∙а, (6.4) m'= (0,01.,.0,02)∙224 = 2,24…4,48 мм. Для силовых передач значение модуля mдолжно быть больше или равно 1,0мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные модуля. Выбираем модуль m = 4,0 мм. Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения:  , (6.5)  112.Предварительное значение суммарного числа зубьев желательно получить сразу целым числом, чтобы не вводить коррекцию (смещение исходного контура) зубчатых колес. Это можно обеспечить подбором модуля m в интервале по формуле (6.4). Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения:  , (6.6) Полученные значения  и  округляют до ближайшего целого значения  112 и  19. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение  было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса: 112-19= 93 (6.7)Таким образом, 93 и 19. Уточним фактическое передаточное число передачи:  , (6.8) 93/19 = 4,9.Отклонение фактического передаточного числа составляет:  , (6.9) =2%.Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%. Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности  , (6.10)где КH – коэффициент нагрузки зубьев колеса при расчете по контактным напряжениям определяется по формуле: КH = КHα · КHβ · КHV2, (6.11) где  - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса по контактным напряжениям. Он зависит от окружной скорости вращения колес V1 = V2, рассчитываемой по зависимости: , (6.12) = 1,56 м/сОкружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81 . Так при окружной скорости V2 до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V2 = 6 м/с - 8-я степень точности, до V2= 10 м/с- 7-я степень точности. Значения коэффициента  приведены в таблице 6[1].По данным рассматриваемого примера V2 =3,2 м/с. Этой скорости соответствует 9-я степень точности. Определим значение коэффициента с помощью линейной интерполяции. = 1,078.КHα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями (для прямозубых колес КHα = 1); Значение коэффициента КHβ принимаем 1,2 Тогда коэффициент нагрузки зубьев колеса равен: КH = 1 · 1,2 · 1,078= 1,29 Действительное контактное напряжение по условию (6.10) равно  446 МПа.Допускаемая недогрузка передачи возможна до 15%, а допускаемая перегрузка до 5%. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b2 или межосевое расстояние а, и повторить расчет передачи. Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит:  (6.13) 13 %,недогрузка меньше 15%,азначит допустимо. Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения:  , (6.14)Для рассматриваемого примера расчета передачи:  564 МПа  МПа.Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется. Большая статистика расчетов зубчатых передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 3. Делительные диаметры равны:  , (6.15)  Диаметры вершин зубьев равны:  , (6.16)  Диаметры впадин зубьев равны:  , (6.17)  Проверим межосевое расстояние зубчатых колес:  , (6.18) .В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 12. Окружные силы определяют по зависимости:  , (6.19) 943,1 Н.Радиальные силы определяют по зависимости:  , (6.20)где a= 20° - угол зацепления.  343,26 Н.Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле:  , (6.21) 1003,3 Н.Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 11 и приведены в таблице 10. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала dк под колесо, который будет получен в пункте 8. dк = 75 мм. Т а б л и ц а 10 – Размеры зубчатого колеса, мм
 Рисунок 10 – Цилиндрическое зубчатое колесо  Рисунок 11 – Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес |
= (2,5... 4,0) ∙m