Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине "Детали машин и основы конструирования" опнн18. 03. 0203. 05. 07 Пз

• Название: Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине "Детали машин и основы конструирования" опнн18. 03. 0203. 05. 07 Пз
• Дата: 11.04.2023
• Размер: 1.03 Mb.
• Имя файла: 7_.docx
• Тип: Пояснительная записка; #1053285
• страница: 2 из 6

3 Расчет быстроходной внутренней конической передачи [4]
3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс быстроходной зубчатой передачи [4]
Выберем материал для зубчатой пары колёс, одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твёрдостями, так как твёрдость зубьев шестерни должна быть больше твёрдости зубьев колеса

Принимаем для шестерни – Сталь 45 и для колеса - Сталь 40 [4]. Выберем термообработку для зубьев шестерни и для зубьев колеса - улучшение.

Выберем интервал твёрдости зубьев шестерни HB₃ = 235…262 HB и колеса HB₄ = 192…228 HB.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB_3ср и колеса HB_4ср





Определяем разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса



При этом соблюдается необходимая разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса.

Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

- для шестерни

- для колеса

По таблице 3.2 [4] выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (D_пред - диаметр) и колеса (S_пред - толщина обода или диска):

- для шестерни D_пред = 125 мм,

- для колеса S_пред = 60 мм.

Определяем допускаемые контактные напряжения .

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL3 и колеса K_HL4


где N_HO3=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₃ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
(3.2)
где ω₂ - угловая скорость быстроходного вала,

L_h = 6·365·24·0,8 = 42000 ч. – срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL3 = 1.


где N_HO4=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₄ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы;
(3.4)
где ω₃- угловая скорость тихоходного вала,

L_h = 42000 ч. – срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL4 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение
(3.5)

(3.6)


Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса
(3.7)

(3.8)


Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть .
3.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL3 и колеса K_FL4




где циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₃ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. N₃>N_FO и N₄>N_FO, то принимаем K_FL3=K_FL4 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений
(3.11)

(3.12)


Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса
(3.13)


(3.14)


Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть
3.3 Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи
Диаметр внешней делительной окружности колеса


где - вспомогательный коэффициент для конической передачи [4];

u – передаточное число редуктора;

T₃ – вращающий момент на тихоходном валу, Н·м;

– допускаемое контактное напряжение колеса, ;

– коэффициент, учитывающий распределению нагрузки по ширине венца; ;

–  коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения; ;



Определяем углы делительные конусов колеса и шестерни
(3.16)


Конусное расстояние

Ширина колес
; (3.18)


Определяем модуль передачи

где – коэффициент для прирабатывающихся прямозубых колес;

– динамический коэффициент;

– для прямозубых конических колес;



Определяем число зубьев колеса




Округляем полученное значение до целого, получаем .

Определяем число зубьев шестерни


Округляем полученное значение до целого, получаем .

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение от заданного



(3.23)


Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для шестерни и колеса:

- фактические углы делительные конусов колеса и шестерни
(3.24)


- делительный диаметр шестерни и колеса

(3.25)


(3.26)


- коэффициенты смещения для шестерни и колеса
(3.27)


- внешние диаметры зубьев шестерни и колеса
(3.28)

(3.29)

3.4 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи
Проверяем пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс
(3.30)
(3.31)
Диаметр заготовки шестерни
(3.32)


Толщина диска колеса
(3.33)


Проверяем условия пригодности (3.35) и (3.36)

73,0<125 мм;

11,9< 60 мм.

Условия прочности выполняются.

Проверяем контактные напряжения





Эквивалентное число зубьев колеса и шестерни






Y_F3, Y_F4 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, принимаем Y_F4 =3,61 и Y_F3 =3,57;

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса


где - окружная сила в зацеплении;






Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни




Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

4 Расчет тихоходной внутренней прямозубой передачи [4]
4.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс тихоходной зубчатой передачи [4]
Выберем материал для зубчатой пары колёс, одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твёрдостями, так как твёрдость зубьев шестерни должна быть больше твёрдости зубьев колеса

Принимаем для шестерни – 40Х и для колеса – 45 [4]. Выберем термообработку для зубьев шестерни - улучшение и для зубьев колеса - улучшение.

Выберем интервал твёрдости зубьев шестерни HB₅ = 269…302 HB и колеса HB₆ = 235…262 HB.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB_5ср и колеса HB_6ср





Определяем разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса



При этом соблюдается необходимая разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса.

Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

- для шестерни

- для колеса

По таблице 3.2 [4] выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (D_пред - диаметр) и колеса (S_пред - толщина обода или диска):

- для шестерни D_пред = 200 мм,

- для колеса S_пред = 125 мм.

Определяем допускаемые контактные напряжения .

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL5 и колеса K_HL6


где N_HO5=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₅ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
(4.2)
где ω₃ - угловая скорость быстроходного вала,

L_h=42000 ч. – срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL5 = 1.


где N_HO6=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₆ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы,
(4.4)
где ω₄- угловая скорость тихоходного вала,

L_h=42000 ч. – срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL6 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO5 и N_HO6
(4.5)

(4.6)


Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса
(4.7)

(4.8)


Расчет будем вести по наименьшему значению .