Читать курсовая по физике: "Разработка механического привода электродвигателя редуктора" Страница 3

(Назад) (Cкачать работу)

МПа < [σ] f2 ; 2.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок. ; Определяем коэффициент перегрузки: ; Находим контактное напряжение: σhmax = σh · = 387 · = 585 МПа ; Находим изгибные напряжения: σfmax1= σf1· Кmax = 105 · 2,285 = 240 МПа ;

σFmax2= σF2· Кmax = 114 · 2,285 = 260 МПа . Для термообработки улучшение и нормализация: [σ]Hmax = 2,8 · σТ[3]

[σ]Fmax = 0,8 · σТ где σТ – предел текучести материала.

Для колеса σТ = 340 МПа ; [σ]H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > σHmax ;

[σ]F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > σF2max ; Условие статической прочности выполняется.

3. Расчёт зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора 3.1 Выбор материалов Принимаем для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора тот же материал и термообработку, что и для тихоходной ступени. Такой выбор уменьшает номенклатуру материалов.

Шестерня – сталь 45, термообработка – улучшение; (192…240) НВ,НВср=Н1=215 ;

Н1≥Н2 + (10…15)НВ;[3] Колесо – сталь 45, термообработка – нормализация;

(170…217)НВ,НВср=Н2=195. 3.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям: NН0 = 30 · НВ2,4;

для шестерни N01 = ;

для колеса N02 = ; б) по напряжениям изгиба: NF0 = 4 · 106. 3.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям: б) по напряжениям изгиба: где m – показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,; 3.4 Вычисляем коэффициент долговечности

а) по контактным напряжениям. ; Для шестерни: ;

Так как NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;

Для колеса: ; Так как NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как NFE1 > 4∙106 и NFE2 > 4∙106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1. 3.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости: а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения σ0нlimb=2·HB+70 [2] Для шестерни: σ0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа. Для колеса: σ0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа. б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:σ0Flimb= 1,8 НВ;[2]

σ0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

σ0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа. 3.6 Определяем допускаемые контактные напряжения: ;

- коэффициент запаса. При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2] МПа;

МПа; Для шевронных передач, согласно рекомендации книги [2] МПа ;

[2]

МПа > 393 МПа ;

Так как , то принимаем МПа . 3.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба: где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]

- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2] МПа;

МПа. 3.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи. 3.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба. ;Предварительно принимаем КНβ = 1,1[2]

Ψba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ψba= 0,4 и Ка = 43 [2] мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение аW ГОСТ=125 мм [2] 3.8.2 Определяем модуль зацепления: mn=(0,01…0,02)·аW=(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм принимаем mn=2 мм [2]3.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

а) назначаем угол наклона зубьев β = 30º[2] б) определяем значение торцевого модуля мм ; в) суммарное число зубьев: Z∑= г) уточняем значение mt и β: мм ; βº = 30,23066º д) число зубьев шестерни: Z1= Z∑/(u+1)=108/(5,01+1)=18; число зубьев колеса: Z2= Z∑ – Z1 =108 – 18 = 90; Проверка: аW = (Z1 + Z2) · mt /2 ;

125 = (18 + 90) · 2,3148/2 ;

125 =125 ; е) диаметры делительных окружностей d = mt · z;

d1 = 2,3148 · 18 = 41,666 мм;

d2 = 2,3148 · 90 = 208,332

Похожие работы