Детали машин проект по модулю проектирование ступенчатого редуктора. Детали машин Проект по модулю. Задание на проектирование 6 Исходные данные 7

• Название: Задание на проектирование 6 Исходные данные 7
• Анкор: Детали машин проект по модулю проектирование ступенчатого редуктора
• Дата: 23.10.2022
• Размер: 1.97 Mb.
• Имя файла: Детали машин Проект по модулю.docx
• Тип: Документы; #750156
• страница: 3 из 12

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материала зубчатых колес

Для выбора материала необходимо определить наружный диаметр заготовки D_m и характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса S_m. Для этого воспользуемся формулами:



где Т₁ – крутящий момент на шестерне Н·м, S_m – характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса, u – передаточное число зубчатой передачи, k_m – коэффициент, учитывающий вид передачи (для косозубой цилиндрической передачи k_m = 20).





Диаметр заготовки колеса:



Выбираем материалы для зубчатых колес. Принимаем для колеса и шестерни сталь 40XН, термообработка для шестерни и колеса – улучшение. Твердость поверхности зуба шестерни 269­–302 НВ, твердость поверхности зуба колеса 235–262 НВ. Предел прочности и число циклов шестерни и . Предел прочности и число циклов колеса и . Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

Для определения допускаемых контактных напряжений используем зависимость:



где j=1 для шестерни, j=2 для колеса, σ_Hlim– предел выносливости по контактным напряжениям при базовом числе циклов, K_HL – коэффициент долговечности, S_H – коэффициент безопасности.

Пределы контактной выносливости и коэффициенты безопасности при обработке улучшением:





S_H1 =1,1; S_H2=1,1.

Коэффициенты долговечности:



Базовые числа циклов при действии контактных напряжений:

; .

Эквивалентные числа циклов напряжений:



где μ_h = 0,18 – коэффициент эквивалентности для среднего нормального режима работы.

Суммарное число циклов нагружения:



где с=1 – число зацеплений за 1 оборот колеса, t_h – суммарное время работы передачи:



где L – срок службы передачи в годах, К_г – коэффициент использования в течение года, К_с – коэффициент использования в течение суток, ПВ – относительная продолжительность включения,



Суммарное число циклов нагружения:

;



Эквивалентные числа циклов напряжений:





Поскольку , примем

Поскольку ,

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:





Допускаемы контактные напряжения шевронной передачи равны (принимается наименьшее):



Принимаем .

2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

Вычисляем по формуле:

где σ_Flim – предел изгибной выносливости зубьев, S_F – коэффициент безопасности, K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (K_FC=1 для нереверсивного привода), K_FL – коэффициент долговечности.

Пределы изгибной выносливости зубьев:





Коэффициенты долговечности:



где q_j – показатель степени кривой усталости, для обработки улучшением: q₁=6, q₂=6, – базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе:



где μ_F1=0,06 и μ_F2=0,06 – коэффициенты эквивалентности для среднего нормального режима работы. Тогда:





_{Поскольку} , примем

_{Поскольку} ,

Коэффициенты безопасности при изгибе для обработки улучшением:

S_F1=1,7; S_F2=1,7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода:

K_FC1=K_FC2=1.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: