ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 08.04.2024
Просмотров: 103
Скачиваний: 0
СОДЕРЖАНИЕ
1 Энергокинематический расчет привода
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес
2.2 Проектный расчет зубчатых передач
2.3 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи
3 Расчет открытой клиноременной передачи
4.1. Проектный расчёт валов привода
4.2 Проверочный расчёт быстроходного вала редуктора
4.3 Проверочный расчет быстроходного вала редуктора на статическую перегрузку и жесткость
5 Выбор и расчет подшипников привода
6 Выбор и расчёт соединений «вал-ступица»
8 Обоснование и выбор смазочных материалов
2 Расчет передач привода
2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес
Для изготовления колеса выбираем материал Сталь 40Х.
Для изготовления шестерни выбираем материал Сталь 40Х.
Назначаем термообработку по таблице 8.7, [2]:
для шестерни –азотирование до Н=490НB;
для колеса – улучшение до Н=245НВ.
Предел контактной выносливости шестерни ,МПа при улучшении рассчитывается по формуле из таблицы 8.8, [2]:
(2.1)
где HВ – назначенная твердость поверхности шестерни;
Предел контактной выносливости колеса при улучшении , МПа рассчитывается по формуле из таблицы 8.8, [2]:
(2.2)
где НВ – назначенная твердость поверхности колеса;
Циклическая долговечность для шестерни и колеса рассчитывается по формуле [1]:
(2.3)
где НВ – назначенная твёрдость поверхности зуба;
Расчётный срок службы рассчитываем по формуле:
, (2.4)
где – количество лет службы привода( лет, задано по условию задачи);
- количество недель в году ();
– количество рабочих дней в неделю (принимаем );
– количество рабочих смен в день(принимаем );
– количество часов в смену (принимаем );
Эквивалентное число циклов напряжений рассчитывается по формуле [2]:
(2.5)
где - коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [2] для среднего режима работы =0,25);
с – чисто зацеплений зуба за один поворот колеса (в нашем случае с=1);
n – частота вращения, мин-1;
- расчетный срок службы,ч.
Тогда :
Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле (8.59), [2]:
(2.6)
принимаем =1,003;
принимаем =1.
При улучшении для соответственно шестерни и колеса коэффициент безопасности выбираем
Определяем допускаемые контактные напряжения,МПа по формуле [2]:
(2.7)
Допускаемое контактное напряжение для передачи определяется по формуле [2]:
(2.8)
Определяем допускаемые напряжения изгиба ,МПа по формуле [2]:
(2.9)
где - предел выносливости по напряжениям изгиба, МПа;
- коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;
- коэффициент долговечности.
Предел выносливости по напряжениям изгиба , МПа при улучшении раcсчитывается по формуле из таблицы 8.8, [2]:
(2.10)
Коэффициент безопасности выбирается из таблицы 8.8, [2] в зависимости от термообработки.
При улучшении для шестерни выбираем
При улучшении для колеса выбираем
Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле [2]:
(2.11)
где - циклическая долговечность ( для всех сталей [2] );
- эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба рассчитывается по формуле [2] :
(2.12)
где - коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [2]для среднего режима работы );
Тогда для шестерни:
для колеса:
Коэффициент долговечности :
для шестерни:
для колеса:
По рекомендациям [2] при <1 принимают =1 , а <1 принимаем
Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки в нашем случае при одностороннем приложении нагрузки =1.
Тогда допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни:
для колеса:
2.2 Проектный расчет зубчатых передач
Проектный расчет зубчатых передач ведем относительно делительного диаметра шестерни d1,м по формуле [2]:
(2.13)
где - приведенный модуль упругости материала шестерни (для сталей );
- крутящий момент на валу шестерни,
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент концентрации нагрузки;
- передаточное число передачи;
- коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра.
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями определяется по формуле [2]:
(2.14)
где - степень точности изготовления колес по нормам плавности. Назначаем =7. Тогда:
Коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра рассчитывается по формуле [2] :
(2.15)
где - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния, выбирается по таблице 8.4, [2].
При несимметричном расположении колес относительно опор при твердости зубьев Н<350HB . Принимаем
Тогда:
Коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам (рисунок 8.15, [2]) в зависимости от твердости шестерни НВ, вида редуктора и коэффициента ). В нашем случае
Тогда:
Определим ширину колеса ,мм по формуле (8.16), [2]:
(2.16)
Определим модуль передачи m, мм по формуле [2]:
(2.17)
где - коэффициент модуля (определяется по таблице 8.5, [2] в зависимости от твердости при Н<350HB ). Принимаем тогда:
По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль
Определяем число зубьев шестерни и колеса , делительный диаметр шестерни , мм и колеса , мм и межосевое расстояние передачи ,мм по формулам [2]:
(2.18)
Передаточное отношение:
(2.19)
Межосевое расстояние:
(2.20)
Делительные диаметры:
(2.21)
для шестерни:
для колеса:
Диаметры вершин зубьев: