Проектирование привода для винтового домкрата
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
bsp;
= 541 Мпа.
.1.4 Выбор расчетных коэффициентов.
.1.4.1 Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбирается из интервалаH = 1,3...1,5.H = 1.4
.1.4.2 Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса.
yа = 0,9
.1.5Проектный расчет передачи.
.1.5.1 Определение межосевого расстояния.
Для закрытой передачи, если оба или хотя бы одно из колёс имеет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводится на усталостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.
=410 =85 мм.
В соответствии со стандартом принимаю =100 мм .
Здесь T1 - момент на валушестерни в Нм.
Числовой коэффициент: Ka = 410;
.1.5.2 Выбор нормального модуля.
=(0.01…0.02) =1...2;
В соответствии со стандартом принимаю m=1,5.
.1.5.3 Числа зубьев
.1.5.4 Делительные диаметры
= мм.
== 169,36мм.
.1.5.6 Выполнить проверку
==100 мм.
.1.5.7 Диаметры выступов
=30,64+ мм.
=169,36+ мм.
.1.5.8 Диаметры впадин
=30,64- мм.
=169,36- мм.
2.1.5.9 Расчетная ширина колеса
==80 мм.
b==40 мм.
.1.5.10 Торцовая степень перекрытия
=[1.88-3.2
.1.5.11 Окружная скорость
== 2.77 м/с
По окружной скорости выбрать степень точности передачи. Для передач общего машиностроения при скоростях не более 6 м/с для прямозубых выбирается 8 степень точности.
.1.6 Проверочные расчеты
.1.6.1 Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.
=
=
HV и KFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.HV =1.02; KFV =1.04Hb и KFb - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).Hb=1.08; KFb=0.864Ha и KFa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.Ha =1.07; KFa=1.07
.1.6.2 Проверка по контактным напряжениям
=190= 536.8 МПа
E - коэффициент материала. Для сталиE = 190.e - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий
==0.75
H - коэффициент формы сопряжённых поверхностей.H =2.43t - окружное усилие
== 5886.6 Н
.1.6.3 Отклонение
== 3.1%, недогрузка
.1.7 Проверка по усталостным напряжениям изгиба.
.1.7.1 Допускаемые напряжения изгиба
.
МПа
МПа
Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.R =1- коэффициент шероховатости переходной кривойX =1- масштабный факторd =1,082 - 0,172lg 1.25 = 1.044 - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряженияA =0.65- коэффициент реверсивности нагрузкиN - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса
.
, принимаем равным 1.
, принимаем равным 1.FG - базовое число циклов. Для стальных зубьевFG = 4106.
для улучшенных сталей m = 6;FE1 - эквивалентное число циклов шестерни
NFE1 = 60n1teF= 60955140161.843 = 14.8108
Эквивалентное число циклов колеса
.F =1,7
sFlim1=500 МПа
sFlim2=1,75(260)=455 МПа
.1.7.2 Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса.
.
МПа
МПа
FS- коэффициент формы зуба
.- коэффициент сдвига инструмента.
.
.
V- эквивалентное число зубьев
.
;
e =1- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацепленииb =1- коэффициент угла наклона зуба
.1.7.3 Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение
= 48.3; = 50.6;
.1.7.4 Действительный запас усталостной изгибной прочности
.
Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба
.1.8 Проверка на контактную статическую прочность.
МПа
max=Tпик - пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.
[s]Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.
Для улучшенных зубьев
МПа
Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.
.1.9 Проверка изгибной статической прочности.
.
МПа
МПа
- допускаемые статические напряжения изгиба. Для улучшенных и поверхностно упрочнённых зубьев
МПа
Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.
.2 Расчет тихоходной передачи редуктора
.2.1 Время работы передачи
= tг (лет)365(дней)24(часа)КгКс = 10365240,40,4 = 14016 часов
.2.2 Выбор материала
Марка стали 40ХН;Для шестерни НВ = 300; Для колеса НВ = 280
.2.3 Допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатого колеса.
Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течение заданного срока службы t.
= МПа
= МПа
где ZR = 0.95 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.
ZV = 1 - коэффициент, учитывающий окружную скорость.H = 1.2 - коэффициент запаса прочности.N - коэффициент долговечности
=0.844, принимаем равным 1.
=0.647 , принимаем равным 1.
HG - базовое число циклов<