|
|
3 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений для конических передач.
3.1 Определение твёрдости материалов, выбор материала для зубчатого колеса. Марку стали можно выбрать в зависимости от твердости . Ориентировочно твердость стали можно определить по зависимости: , где: - вращающий момент на входном валу редуктора, Нм; - диаметр вала электродвигателя, мм. Величину HB округляем до целого числа (в большую сторону), кратного 10: HB=200. По таблице марка стали: сталь 45, вид термообработки – улучшение, предел прочности , предел текучести . 3.2 Расчет допускаемых напряжений. Исходя из условий эксплуатации и видов повреждений зубчатых колес рассчитывают допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость для наиболее слабого звена в передаче. Таким звеном для конических передач является шестерня, испытывающая наибольшее количество циклов нагружения в течение заданного срока службы привода L. Для определения фактического числа циклов нагружения ведущей шестерни за весь период эксплуатации необходимо знать суммарное время работы передачи в часах , определяемое по формуле: , где: - срок службы редуктора в годах, - коэффициент загрузки редуктора в течение года, - коэффициент загрузки редуктора в течение суток. определяется из формулы: , где: - частота вращения вала шестерни. 3.3 Допускаемые напряжения на контактную выносливость. Допускаемые напряжения на контактную выносливость определяют по формуле: МПа, где: - предел контактной выносливости, МПа; определяют по зависимости: МПа; - коэффициент запаса контактной прочности; - коэффициент долговечности; рассчитывают по зависимости: , здесь - базовое число циклов: Диапазон значений находится в пределах: . Т.к. рассчитанный коэффициент , то принимаем . 3.4 Допускаемые напряжения на изгибную выносливость. Допускаемые напряжения на изгибную выносливость определяют по формуле: МПа, где: - предел изгибной выносливости, МПа; определяют в зависимости от твердости материала HB: МПа, - коэффициент запаса изгибной прочности; - коэффициент долговечности; рассчитывают по зависимости: , здесь - базовое число циклов. Диапазон значений находится в пределах: . Т.к. рассчитанный коэффициент , то принимаем . 4 Проектный и проверочный расчёт передачи.
4.1 Вычисление предварительного делительного диаметра шестерни.
Рассчитываем основные геометрические параметры из условия контактно- усталостной прочности активных поверхностей зубьев (с точностью 0,01 мм – для линейных величин, 0,0001 град – для угловых величин): Внешний делительный диаметр шестерни (предварительное значение) , мм: мм, где: - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность ее распределения; в курсовом проектировании с достаточной степенью точности можно принять . 4.2 Вычисление предварительного модуля передачи и уточнение его по ГОСТу: . По расчетной величине принимаем ближайшее большее стандартное значение модуля: , 4.3 Расчёт геометрических параметров передачи 4.3.1 Внешнее конусное расстояние , мм: . 4.3.2 Диаметр внешней делительной окружности шестерни и колеса , мм: , . 4.3.3 Диаметр внешней окружности вершин зубьев шестерни и колеса , мм: , , где: и - углы делительных конусов, град., равные: , . 4.3.4 Расчетная ширина зацепления колес, мм: . Расчетное значение округляем до целого числа b в большую сторону. Ширина зубчатых колес принимается равной: . 4.3.5 Внешняя высота зуба , мм: . 4.3.6 Внешняя высота головки зуба , мм: Для исключения возможных ошибок в вычислениях при проектном расчете проверяют выполнение условия контактной выносливости: МПа. Условие выполняется, значит, расчет верен. 4.4 Проверочный расчет передачи.
Определяем рабочие изгибные напряжения, которые должны быть не больше допускаемых, по зависимости: , МПа, где: - коэффициент нагрузки при изгибе, учитывающий неравномерность ее распределения и динамичный характер; в курсовом проектировании для колес 7-ой степени точности изготовления можно принять - коэффициент формы зубьев шестерни, определяется по зависимости: Условие изгибной прочности выполняется, расчет верен. 4.5 Усилия в зацеплении.
Для последующих расчетов по оценке работоспособности валов и подшипников определяют силы, возникающие в зацеплении при передаче вращающего момента и действующие на шестерню (обозначены индексом 1) и колесо (обозначены индексом 2): · окружная сила , Н: Н, · радиальная и осевая силы , Н: Н, Н, где: - угол зацепления. Страницы: 1, 2 |
Новости |
Мои настройки |
|
© 2009 Все права защищены.