Элемент передачи
|
Заготовка
|
Марка стали
|
Термо Обработка
|
σв МПа
|
σт МПа
|
Твердость
Поверхности не менее
|
Базовые числа
циклов
|
Шестерня
|
Поковка
|
45
|
Объм. Закалка
|
900-1000
|
750
|
(45-50) HRC
|
NHO1=6*107 NFO1=4*106
|
Колесо
|
Поковка
|
45
|
Объм. Закалка
|
900-1000
|
750
|
(40-45) HRC
|
NHO2=6*107 NFO2=4*106
|
Проектировочный расчет
. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
;
;
2. Определяются допускаемые напряжения
а) контактные:
RZLKXH»0.9; σHD-предел
контактной выносливости поверхности зубьев;
SH-коэффициент
безопасности;
-коэффициент
долговечности;
SH1=SH2=1.1
Так
как NH1> NHD1; NH2> NHD2, то
В
качестве расчетного принимаем [σH]расч=
[σН]2=710
Мпа
б)
изгибные:
-коэффициент
долговечности
σF01=σF02=550 МПа
SF1=SF2=1.75
[σF]1=[σF]2=
в)
предельные:
[σH]max1=[σH]max2=2.8σT;
[σH]max1=[σH]max2=2.8*750=2100
МПа;
[σF]max1=[σF]max2=0.8σT;
[σF]max1=[σF]max2=0.8*750=600 МПа;
3)
определение коэффициентов расчетной нагрузки:
-
коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и
изгибную выносливость;
и -коэффициенты неравномерности распределения нагрузки
по длине контактных линий;
-
коэффициенты динамичности нагрузки.
;
) Начальный(делительный) диаметр шестерни
d=770 (МПа)1/3
ybd=0.7
T1= (Н*м);
U12=
(мм);
)
Модуль зацепления
(мм);
По
ГОСТ 9563-60 округляем модуль до m=3, тогда
bw=ybd*=0.7*7555 мм
.2.1
Проверочный расчет
)
Проверка передачи на контактную выносливость
.
Предварительно
устанавливаем следующие параметры:
Коэффициенты
ZH, ZM, Ze :
;
где
b=0 - угол наклона прямого зуба, atw»200;
-
коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; -коэффициент учитывающий механические свойства
материалов сопряженных колес; Eпр=2.15*105
МПа - приведенный модуль упругости для случая стальных шестерни и колеса.
g-коэффициент Пуассона g»0,3
-
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий Ze=1;
Окружная скорость(уточняем)
Vокр=
Коэффициент
расчетной нагрузки (уточняем)
,
где
wv- удельная окружная динамическая сила (Н/мм);
wtp-удельная
расчетная сила в зоне наибольшей концентрации (Н/мм);
d=0,04; q0=61;
Н/мм
=1.12*1.068
=1.19616
Определяем
удельную расчетную окружную силу
Н/мм;
Таким
образом, перегрузка составляет 9,8% что недопустимо.
Принимаем
bW1=60 мм.
;
=1.12*1,06=1,1872
1) Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость.
[σF]1=[σF]2=
-
коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса
так
как 76,45<87,37, то проверяем на прочность зуб шестерни:
б)
=1.12*1,06=1,1872
Ye=1-
коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 6-ой степени точности, принятой
нами
Yb-коэффициент
учитывающий наклон зубьев Yb=1
2.3 Расчет
червячной передачи
Для
определения основных параметров червячной зубчатой передачи необходимо
вычислить крутящий момент на быстроходном валу по
формуле:
,
где
- мощность двигателя; -
частота вращения двигателя;
Расчетная
величина крутящего момента на быстроходном валу:
.
Максимальный
момент на валу
.
.1
Определение основных параметров червячной передачи
.1.1
Подбор материала для червячной пары
Ожидаемая
скорость скольжения по формуле:
По
[6, табл.7.1.] выбираем материал группы Iа:
для
венца червячного колеса: БрО10Ф1 ГОСТ 613-65
Характеристики
материала:
для
червячного колеса: Ст. 40Х ГОСТ 4543-81(термообработка - закалка в ТВЧ.;
заготовка - поковка).
Характеристики
материала:
.1.2
Определение допускаемых напряжений
По
известной скорости скольжения определяем коэффициент, учитывающий износ [6, рис.7.1.].
По
[6, табл.7.3.] определим допускаемое контактное напряжение
.
Допускаемое
изгибное напряжение
.
Максимальное
допускаемое контактное напряжение
Максимальное допускаемое изгибное напряжение
2.1.3
Проектировочный расчет основных параметров
Число
витков червяка определяем в зависимости от передаточного числа ().
Предварительное значение числа зубьев червячного колеса
Определяем межосевое расстояние :
Принимаем
ближайшее стандартное межосевое расстояние .
Считаем
модуль зацепления :
.
Принимаем
стандартный модуль .
Коэффициент
диаметра червяка определяем по формуле:
.
Определяем
необходимый коэффициент смещения :
.
.1.4
Геометрический расчет червячной передачи
Угол
подъема витка на начальном диаметре, который при совпадает
с делительным, определяем по формуле:
.
Длина
червяка
,
принимаем
.
Ширина
венца червячного колеса
принимаем
. Делительный диаметр червячного колеса:
Диаметр
вершин зубьев червячного колеса:
.
Наибольший
диаметр колеса:
.
Диаметр
впадин червячного колеса:
Радиус закругления червячного колеса:
Начальный
диаметр червяка при , совпадающий с делительным:
.
Диаметр
вершин червяка:
.
Диаметр
впадин витков червяка:
2.1.5
Определение составляющих сил в зацеплении
Определим
окружную силу на колесе:
.
Окружная
сила на червяке:
.
Осевая
сила на червячном колесе равна окружной силе на червяке:
.
Радиальная сила:
2.2
Проверочный расчет червячной передачи
.2.1
Проверочный расчет червячной передачи на контактную прочность
Проверим
фактическое контактное напряжение:
.
Фактическая
скорость скольжения:
Коэффициент
концентрации [6, табл. 4.1 и 7.4]:
.
Скорость
колеса:
.
Коэффициент
динамичности для 8-й степени точности [6,
табл. 4.11].
Тогда
коэффициент нагрузки:
.
Расчетный
момент
.
Таким
образом,
.
Допускаемое
напряжение по уточненной скорости скольжения остается таким же. Недогрузка по
напряжению
.
Проверяем
статическую контактную прочность. Максимальное контактное напряжение определяем
по формуле:
.
.2.2
Проверочный расчет червячной передачи на напряжение изгиба
Напряжения
изгиба в зубьях червячного колеса:
.
Эквивалентное
число зубьев колеса:
.
Коэффициент
формы зуба [6, стр.219].
Таким
образом,
Действующие
контактные пиковые изгибные напряжения:
.
3.Расчёт валов.
. Расчет подшипников на долговечность
Основные
критерии работоспособности подшипников качения - его динамическая и статическая
грузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют в
случаях, когда частота вращения кольца превышает .
Исходя
из конструкции механизма, подбираем:
)
шариковый радиально-упорный однорядный подшипник (дет.17) номер 46416 ГОСТ
831-75:
Необходимо
обеспечить номинальную долговечность при
условии, что
а)
Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение этому
соответствует [7, табл. 12.26] .
Поскольку , то .
б)
Определяем эквивалентную нагрузку
.
в)
Определяем расчетную долговечность по формуле:
,
где
- показатель степени: - для
шарикоподшипников; - для роликоподшипников.
Такая
расчетная долговечность приемлема.
)
конический радиально-упорный подшипник номер ТУ 37.006.162-89 (дет.18):
Необходимо
обеспечить номинальную долговечность при
условии, что
а)
Выбираем коэффициенты X и Y. Для конических радиально-упорных подшипников при [7, табл. 12.26].
б)
Определяем эквивалентную нагрузку
.
в)
Определяем расчетную долговечность по формуле:
,
где
- показатель степени: - для
шарикоподшипников; - для роликоподшипников.
Такая
расчетная долговечность приемлема.
Заключение
В данном курсовом проекте в соответствии с полученным заданием
спроектирован механизм привода тяговой лебёдки, обеспечивающий требуемую
частоту вращения выходного вала.
В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры
деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: зубчатые колеса,
валы, подшипники. Детали корпуса изделия, крепления и другие элементы
разработаны конструктивно. Произведен подбор стандартных деталей крепежа.
В соответствии с условиями работы механизма выбрана смазка окунанием.
Список используемой литературы
. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей
машин, Х.: Основа, 1991, 276с.
. Анурьев В.И. "Справочник конструктора-машиностроителя"
(3 тома). М.,1980.
. Алферов В.В. "Визначення геометрычных параметрiв та якiсних показникiв змiщення евольвентного зачеплення",
ХАI,1999р.
. Иванов М.Н. Детали машин. Учебн.М.: Высшая школа, 1984,
336с.
. Чернин И.М., Ицкович Г.М. "Расчеты деталей машин"
(справочное пособие). Издание 2-е, переработанное и дополненное. - Минск:
"Высшая школа", 1978 - 472с.
. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Боков К.Н.
"Проектирование механических передач". Учебно-справочное пособие по
курсовому проектированию механических передач. Издание пятое, переработанное и
дополненное. - Москва: "Машиностроение", 1984 - 560с.