Проектирование привода подъемника (задание № 8). Вариант № 3.

6).
Значения коэффициента динамической нагрузки КНv
Таблица 6
Степень точности Твердость поверхности зубьев( Коэффициенты Окружная скорость v, м/с 1 3 5 8 10 8-я а КНv КFv б КНv КFv 9-я а КНv КFv б КНv КFv ( а – НВ ( 350, б – HRCэ ( 40
П р и м е ч а н и е. В числителе приведены данные для прямозубых колес, в знаменателе – для косозубых
Для определения КНv вычислим окружную скорость
м/с.
Из табл. 6 для 8-й степени точности имеем КНv =1,10.
– контактная прочность шестерни обеспечена.
– контактная прочность зубчатого колеса обеспечена.

4.2. Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба

(F = ( ((F(,
где YFS – коэффициент формы зуба; Ft – окружная сила; КFβ – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба (табл. 4); КFv – коэффициент динамической нагрузки (табл. 6); ((F( – допускаемое напряжениям изгиба зубьев колес (((F(1 = 283,63 МПа, ((F(2 = 261,82 МПа).
По рис. 8.20 (1( для нулевых колес (x = 0) имеем: YFS1 = 4,3 ( z1=17); YFS2 = 3,75 (z2 =216).
((F(1/YFS1 = 283,63/4,30 = 65,96 МПа; ((F(2/YFS2 = 261,82/3,75 = 69,81 МПа. Расчет выполняем по шестерне, у которой соотношение ((F(/YFS меньше.
Для (bd = 1,2 из табл. 3 имеем КFβ = 1,1.
По табл. 6 получим КFv =1,02 (v1= 1,027 м/с; 8–я степень точности).
Учитывая, что Ft1= 2Т( ·103/d1=(2(83,4 ·103)/59,5=2803 Н, получим
(F1 = = 48 < ((F(1 = 283,63 МПа. Условие прочности выполняется.
Из сравнения (Н1 и (F1 видно, что для закрытой передачи основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.
5. Проверка прочности зубьев шестерни при перегрузках

Перегрузки, возникающие при пуске электродвигателя, могут привести к потере статической прочности зубьев шестерни рядовой ступени редуктора. Максимальные контактные (Нmax и изгибные (Fmax напряжения при действии пикового момента должны удовлетворять условиям:
(Н max = (Н ( ((Н(max ;
(F max = (F KП ( ((F(max .
Здесь (Н, (F – расчетные контактные и изгибные напряжения; ((Н(max и ((F(max – предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения; KП = 2,2 – коэффициент перегрузки (2(.
Для нормализованных, улучшенных или объемно закаленных сталей ((Н(max = 2,8( Т. Для сталей с твердостью Н ( 350НВ ((F(max ( 0,8( Т.
Для стали 40Х с твердостью Н ( 350НВ принято: (Т = 700 МПа, поэтому ((Н(max =2,8·700=1960 МПа, ((F(max ( 0,8( Т=0,8·700=560 МПа.
Таким образом, условия прочности для шестерни при перегрузках будут:
(Н1max = (Н1 = 454,2= 673,7 МПа ( ((Н(max = 1960 МПа;
(F1max = (F1KП = 48 ·2,2 = 105,6 МПа ( ((F(max = 560 МПА.
Условия прочности выполняются.
6. Разработка эскизного проекта редуктора



На листе ватмана формата А1 сначала строится вид редуктора при снятой крышке (см. приложения 13 и 14), а затем выше строится вид редуктора спереди.
Чертежи в машиностроении выполняются в миллиметрах, при этом указание размерности не делается.
Если редуктор имеет небольшие размеры, то нужно использовать принятые увеличивающие масштабы М 2:1; М 5:1; М 10:1.
Если по расчетным размерам редуктор получается слишком большим, то следует использовать уменьшающие масштабы М 1:2; М 1:2,5; М 1:3; М 1:5.
















ЛИТЕРАТУРА

1. Иосилевич Г.Б., Лебедев П.А., Стреляев В.С. Прикладная механика. – М.: Машиностроение, 1985.
2. Прикладная механика /Под ред. Заблонского К.И. Киев: Выща шк., 1979.
3. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. – М.: Высш. шк., 2001.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высш. шк., 2007.
5. Проектирование механических передач /Чернавский С.А. и др. – М.: Машиностроение, 1984.
6. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. – М.: Машиностроение, в 3-х томах, 2000.
7. Детали машин. Атлас конструкций /Под ред. Решетова Д.Н. – М.: Машиностроение, 1979.
8. Орлов П.И. Основы конструирования. Справочно-методическое пособие. В 2-х кн. – М.: Машиностроение, 1988.
9. Гилета В.П. Детали машин. Расчет и конструирование зубчато-ременных передач. – Новосибирск: изд. НГТУ, 2001.


















Лист 2 Изм. Лист № докум Подпись Дата