курсовая работа. курсовая работа ДМ Сапронов. Разработка механического привода ленточного транспортера пз08
![]()
|
6.2 Число циклов нагружения зубьев.Число циклов нагружения зубьев за весь срок службы N_ц=572,4ωL_h, где ω — угловая скорость в рад/сек; Т — срок службы передачи в часах. Шестерни: ![]() Колеса: ![]() Подставив в формулы значения ![]() ![]() kрк — коэффициент режима нагрузки при расчете зубьев на контактную прочность, учитывающий влияние рабочего числа циклов нагружения зубьев Nц (срока службы) на величину [σ]к. Для сталей с твердостью <=НВ 350 kрк min=1, для сталей с твердостью >НВ350 и для чугунов kрк min=0,585. Поэтому принимаем: ![]() 6.3 Допускаемые напряжения.Для закрытых зубчатых передач основным, выполняемым в качестве проектного расчета, является расчет на контактную прочность; расчет на изгиб выполняется как проверочный. Экспериментом установлено, что контактная прочность рабочих поверхностей зубьев определяется в основном твердостью этих поверхностей, Контактные, изгиба, предельные напряжении изгиба для материала: kσ — эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба. Для стальных нормализованных или улучшенных колес kσ=1,8; для стальных колес с поверхностной закалкой и для чугунных колес kσ=1,2; [n] — требуемый (допускаемый) коэффициент запаса прочности. Для кованых нормализованных или улучшенных колес [n] =1,5; для кованых закаленных колес [n]=2,2; для литых нормализованных или улучшенных колес [n] =1,8; НВmin и НКСmin — минимальное значение твердости материала по таблице. Шестерни: где ![]() ![]() ![]() ![]() Колеса: где ![]() ![]() ![]() ![]() Контактное общее напряжение: ![]() Допускаемое предельное контактное напряжение: ![]() 6.4 Принимаем расчетные коэффициенты.Для прямозубых передач общего назначения рекомендуется ψА=0,2…0,63 (для стандартных редукторов по ГОСТ 2185 — ψА =0,1…1,25.) при b2<=dд1. а) коэффициент нагрузки при симметричном расположении колес ![]() б) коэффициент ширины обода колеса для прямозубых передач общего назначения рекомендуется ψА=0,2…0,63 ![]() в) коэффициент, учитывающий повышение прочности на изгиб ![]() 6.5 Межосевое расстояние передачи.Формула проектного расчета закрытых цилиндрических прямозубых стальных передач: ![]() ![]() ![]() Модуль зацепления: ![]() Из экономических соображений принимаем по ГОСТ 9563 — 60) ![]() Суммарное число зубьев: ![]() Числа зубьев шестерни и колеса: ![]() ![]() Фактическое передаточное число редуктора: ![]() Основные геометрические размеры передачи: а) диаметры делительных окружностей: ![]() ![]() б) Фактическое межосевое расстояние: ![]() в) Диаметры окружностей выступов: ![]() ![]() Полученные значения De1 и De2 соответствуют предварительно принятым диаметрам заготовок. г) Диаметры окружностей впадин зубьев ![]() ![]() д) Ширина обода: Колеса: ![]() Принимаем ![]() ![]() Шестерни: ![]() Окружная скорость зубчатых колес: ![]() По табл. 6.2 принимаем 8-ю степень точности изготовления зубчатых колес. ![]() |