Файл: Курсовой проект по дисциплине Детали машин и основы конструирования студент группы ас(б)з91 Михайлов Е. С. зачетной книжки 190014219.doc
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 17.03.2024
Просмотров: 48
Скачиваний: 0
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
Тн - максимальный из длительно действующих моментов;
Ti - момент, действующий в i-е время;
ti - время действия i-го момента; ti определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений:
для шестерни:
для колеса:
Коэффициент долговечности:
Так как для переменной нагрузки принимаем КHL = 1.
По [1, стр. 32] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
.
Допускаемое контактное напряжение рассчитаем по формуле:
для колеса:
2.3 Расчет геометрических параметров передачи
Определим внешний делительный диаметр колеса:
где Кd = 99 – коэффициент для прямозубых колес [1,с.49];
– вращающий момент конического колеса тихоходной ступени;
U = 4 – передаточное число цилиндрической передачи;
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, при консольном расположении колес [1, с. 32, т. 3.1];
– коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию по ГОСТ 12289-76 [1,с.49];
– расчетное допускаемое напряжение на контактную выносливость.
По ГОСТ 12289-76 принимаем ближайшее большее стандартное значение [1, с. 49].
Примем число зубьев шестерни =25.
Тогда число зубьев колеса:
Фактическое передаточное число:
Расхождение составляет 0%, что является удовлетворительным.
Определим внешний окружной модуль:
Уточняем значение
Отклонение от стандартного значения составляет 0%, что является удовлетворительным.
Углы делительных конусов:
Внешнее конусное расстояние и длина зуба b равны:
Принимаем b = 38 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни:
Средний делительный диаметр шестерни:
Определим внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
Средний окружной модуль равен:
Находим коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:
Средняя окружная скорость колес равна:
Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.
2.4 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
Проверочный расчет передачи на контактную выносливость выполним по формуле:
где – внешнее конусное расстояние;
– вращающий момент конического колеса;
U = 4 – передаточное число цилиндрической передачи;
– длина зуба.
Коэффициент нагрузки:
.
Значения KHβ даны в [1, стр. 39], при 0.67, твердости НB≤350 и консольном расположении колес относительно опор KHβ ≈ 1.27.
По [1, стр. 39] для прямозубых колес KHα ≈ 1. По [1, стр. 40] для прямозубых колес при v 5 м/с имеем KHv = 1.05.
Таким образом
Условие выполняется, передача пригодна.
Силы в зацеплении:
окружная –
радиальная для шестерни, равна осевой для колеса –
осевая для шестерни, равна радиальной для колеса –
2.5 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям изгиба
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
.
Здесь коэффициент нагрузки
По [1, стр. 43] при ψba = 0.67 и твердости НB≤350, консольном расположении зубчатых колес относительно опор, валах на роликовых подшипниках значение KFβ = 1.47. По [1, стр. 43] при твердости НВ 350, скорости v = 1.5 м/с и 7-й степени точности KFv = 1.15.
Таким образом, коэффициент .
Для зубчатых колес, выполненных без смещения и зависящих от числа зубьев, коэффициент YF принимаем по ГОСТ 21354-75:
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:
у шестерни –
у колеса –
Коэффициент формы зуба: и [1, стр. 42].
Допускаемое напряжение изгиба:
.
Для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350 [1, стр. 44].
Для шестерни ; для колеса . - коэффициент безопасности, где , (для поковок и штамповок). Следовательно, .
Допускаемые напряжения:
для шестерни –
для колеса – .
Находим отношения
:
для шестерни – = ;
для колеса – =
Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, для которой найденное отношение меньше:
> .
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
;
где ≈ 0.85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической.
Условие выполняется. Передача пригодна.