Автор работы: Пользователь скрыл имя, 19 Ноября 2012 в 19:32, контрольная работа
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение.
Исходные данные:
а) частота вращения шестерни мин-1;
б) частота вращения колеса мин-1;
в) передаточное число ступени ;
г) вращающий на валу колеса
д) кратковременная перегрузка ;
е) расчетный срок службы ч;
Проектный расчет:
Средняя твёрдость Н поверхности зубьев:
Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений 1П.9 для т.о. улучшение:
.
Расчётный коэффициент для т.о. улучшение:
Базовое число циклов напряжений :
;
.
Эквивалентное число циклов напряжений за расчётный срок службы передачи ч:
;
.
где и — число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; ; (табл. 1П.8).
Определяем коэффициент долговечности и .
Т.к. , , то
что больше 0,75.
Т.к. ,
что больше 0,75.
Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчёте передачи на сопротивление контактной усталости:
В качестве расчётного значения принимаем меньшее значение .
По выбираем коэффициент, и значение ..
Тогда коэффициент
.
При в зависимости от принимаем коэффициент =1,07.
Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент Ка=495, определяем предварительное межосевое расстояние
Принимаем ближайшее стандартное значение
Ориентировочно модуль проектируемой передачи равен:
m
Окончательно принимаем модуль m=2,5 мм
Сумма чисел зубьев:
Число зубьев шестерни:
Принимаем
Число зубьев колёс:
Для прямозубой цилиндрической передачи при передачу выполняем без смещения (x1=0, x2=0).
Отклонение от
Диаметры делительные :
;
.
Проверка: 0,5()
0,5(85255)170
180180
Примем коэффициент высоты головки зуба и коэффициент радиального зазора .
Тогда диаметры окружностей вершин и впадин зубьев при высотной модификации:
)85+2;
)255+2;
2;
2;
Ширина венца колеса:
Принимаем .
Ширина венца шестерни:
Уточняем коэффициент :
что меньше
Проверочный расчёт
Диаметр заготовки шестерни:
.
Условие пригодности заготовки шестерни:
,
где для стали 40Х при т.о. улучшение для твёрдости поверхности 269…302 НВ , что больше .
Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х.
Выбираем материал для изготовления колеса. Для этого определяем толщину заготовки диска колеса и толщину заготовки обода :
:
.
Наибольшую из величин и (в нашем случаи сравниваем для той же мари стали, что и для шестерни (т.е. 40Х) при т.о. улучшение для твёрдости поверхности 235…262 НВ с . Условие выполняется. Таким образом, для изготовления колеса тоже подходит сталь 40Х.
Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления одинаковы и может быть определена:
По табл. 1П.15, исходя из для прямозубой цилиндрической передачи выбираем 8─ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колёс до .
На основании рекомендаций в п.2.1, принимаем параметр шероховатости Ra1,6 мкм и коэффициент 0,95. Коэффициент т.к. .
Тогда
Принимаем наименьшее значение МПа.
Окружная сила на делительном цилиндре:
При этом для шестерни и колеса: .
Радиальная сила:
Коэффициент для прямозубой передачи. Коэффициент уточняем при и что и при предварительном расчёте в п.3, в зависимости от уточнения в п.8 величины (предварительно было ). При этом коэффициент практически не изменился:
Коэффициент
Коэффициент 5,6 (при m=2,5 и 8─й степени точности).
Тогда динамическая добавка:
Коэффициент :
Окончательно:
Для стальных зубчатых колёс коэффициент , учитывая механические свойства материалов сопряжённых зубьев:
Коэффициент торцевого перекрытия зубьев для прямозубой передачи приблизительно можно определить по формуле:
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи:
Расчётное значение контактного напряжения:
Сопротивление контактной усталости обеспечивается, т.к. выполняется условие: МПа МПа.
Для т.о. улучшения предел выносливости при изгибе и коэффициент запаса :
МПа
МПа
Для шестерни при показатель , для колеса при аналогично .
Для номера типового режима нагружения 3 коэффициент : для шестерни при и для колеса при
Для стальных зубчатых колёс базовое число циклов напряжений
Эквивалентное число циклов напряжений за расчётный срок службы часов.
Определяем коэффициенты долговечности и . Для шестерни при
принимаем Для колеса при , так же принимаем ; .
Тогда допускаемое напряжение изгиба:
15. Определение коэффициента нагрузки . Коэффициент нагрузки при расчёте зубьев на сопротивление усталости при изгибе:
Коэффициента для прямозубой передачи. Коэффициент при и при величине : .
Коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи модификации профиля зубьев: для прямозубой передачи без модификации головки.
Коэффициент :
Тогда динамическая добавка:
Коэффициент :
Окончательно:
16. Проверочный
расчёт зубьев на
Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Так как получаем следующее:
Тогда расчётное значение изгиба :
Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняется условие:
МПа1 МПа
МПа2 МПа.
Предельно допускаемое контактное напряжение :
1 МПа
2 МПа
где ─ для шестерни из стали 40Х при т.о. улучшение для твёрдости поверхности 269…302 HB ; для колеса из стали 40Х при т.о. улучшение для твёрдость поверхности 235…362 HB
В качестве расчётной принимаем наименьшую величину 2 МПа.
Максимальное контактное напряжение при кратковременной при перегрузке:
где МПа см. п.13
исходные данные.
Статическая прочность
рабочих поверхностей зубьев
по контактным напряжениям
при кратковременной
МПа2 МПа.
Предельное допускаемое напряжение изгиба :
Мпа
Мпа
Максимальное напряжение изгиба при кратковременной перегрузке:
где и ─ см. п.16.
Статическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняется условие:
МПаМпа
МПаМпа