|
Курсовая работа: Расчет редуктора– коэффициент, учитывающий влияние наклон зуба; – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; – коэффициент нагрузки. Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется по формуле [ф. 3.17]: , где x3 = x4 = 0 – коэффициенты смещения; , – так как шестерни прямозубые. Тогда: ; . Так как > , то дальнейший расчет будем проводить для колеса. Коэффициент , учитывающий влияние угла наклона зубьев, для прямозубых колес равен 1.Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев, берется равным 1. Коэффициент нагрузки принимают по формуле [ф. 5.6]: ,где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения);– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [т. 4.2]: = 1. Динамический коэффициент определен по таблице 5.1. Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определяется по графику [р. 3.5], в зависимости от коэффициента : = 1,15. Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, берется равным 1. Таким образом: . Тогда: Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб: . Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99 %. 4. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузкиПри действии максимальной нагрузки наибольшее за заданный срок службы контактное напряжение не должно превышать допускаемого [ф. 4.14] : Напряжение [ф. 4.15] : , где – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки (см. приложение 4). =1. Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя , зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для зубчатых колес, подвергнутых улучшению или закалке принимают [ф. 4.16]: ; где – предел текучести, Мпа. Для стали 40ХН с закалкой =1400 МПа; Для стали 40ХН с улучшением =600 МПа. 487,11 < 1680, зн. условие выполнено. 5. Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкойПрочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки [ф. 5.16] : . Расчетное местное напряжение МПа, определяют по формуле[ф. 5.17] : . < <Зн. условия выполнены.Расчет быстроходной передачи Исходные данные: U2 = 3,15 – передаточное число; n2 = 727,5 об/мин – частота вращения шестерни; n3 = 230,95 об/мин – частота вращения зубчатого колеса; T2 = 69,7 Нм – вращающий момент на шестерне; T3 = 213,02 Нм – вращающий момент на зубчатом колесе; Pвых = 5 кВТ; Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,4. Материал шестерни – сталь 40ХН; Материал колеса – сталь 40ХН; Способ термической обработки: шестерни – улучшение (Нш = 300 HВ); колеса – улучшение (Нк = 300 HВ); Срок службы – 19000 ч. 1. Проектировочный расчет Выбираем коэффициент ширины зуба с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: = 0,315 [с. 7]. Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру определяем по формуле [ф. 3.1]: . Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи [ф. 3.2]:,где «+» для внешнего зацепления, «–» для внутреннего зацепления;– вспомогательный коэффициент;T3 – вращающий момент на валу колеса (на 3-м валу), Нм;U2 – передаточное отношение;– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;– коэффициент ширины зуба;– допускаемое контактное напряжение, МПа.Для косозубой передачи вспомогательный коэффициент = 430 [т. 3.1]. = 1,11 – данный коэффициент принимают в зависимости от параметра , схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев [р. 3.1]. Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [ф. 3.3]:,где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;SH – коэффициент запаса прочности;ZN – коэффициент долговечности;ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;– коэффициент, учитывающий окружную скорость;ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.= 0,9; Тогда: . Коэффициенты запаса прочности: для шестерни и колеса из материала однородной структуры принимаем =1,2 и = 1,2 [с. 9]. Предел контактной выносливости , МПа [т. 3.2]: для шестерни МПа; для колеса МПа. Суммарное число циклов перемены напряжений при постоянной нагрузке определяется следующим образом [ф. 3.4]: , где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t – срок службы передачи, в часах.Таким образом: циклов, циклов. Базовое число циклов перемены напряжений определим по графику, представленному на рис. 3.3 циклов (HHB = 300). циклов (HHB = 300). Так как определяем значение по формуле [c. 10]: ; . Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения , МПа: ; . В качестве допускаемого контактного напряжения для косозубой передачи при проектировочном расчете принимают условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле: = . При этом должно выполняться условие: < 1,23, где – меньшее из значений и . В противном случае принимают = .= = < 1,23*421,6 = 518,57Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения [c.11]: = 140 мм.Ориентировочно определяем значение модуля (мм) [ф. 3.19]:мм. По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль [c. 17]:m = 2 мм.Зададимся углом наклона и определим суммарное zC, число зубьев шестерни z2 и колеса z3 [ф. 3.20, ф. 3.21, ф. 3.22]:Тогда:; округляем до целого: z1 = 33.z2 = zС – z1 = 138 – 33 = 105.Действительное передаточное число и его погрешность определяется по формулам [ф. 3.23]:. Уточняем значение угла b по формуле [ф. 3.24]:тогда . Основные размеры шестерни и колеса:Диаметры делительные шестерни и колеса определяются по формуле [ф. 3.25], мм:Проверим полученные диаметры по формуле [ф. 3.26]:,что совпадает с ранее найденным значением.Диаметры вершин зубьев определяются по формуле [ф. 3.27] с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:,;диаметры впадин [ф. 3.28], мм:,;основные диаметры, мм:, , где делительный угол профиля в торцовом сечении: . Ширина колеса определяется по формуле [ф. 3.29]:мм. Ширина шестерни определяется по формуле [ф. 3.30], мм:b1 = b2 + (5...10) = 44,1 + (5...10) = 49,1…54,1 мм. Полученные значение ширины округляем до нормальных линейных размеров: b1 = 52 мм, b2 = 44 мм.Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.31]:м/c.. По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.4]. 2. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев2.1. Расчет контактных напряженийгде = 270 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, для косозубых передач:; ; .– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых передач:Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбирается по таблице в зависимости от окружной скорости и степени точности по нормам плавности [т. 4.5]: = 1,13. = 1,11; ; = 140 мм (определено ранее). Динамический коэффициент определяется по таблице 5.1: . условие выполнено. Недогруз = (в курсовом проектировании недогруз должен быть не более 20%). 3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе 3.1 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб Допускаемым напряжением определяются по формуле [ф. 5.11]:,где – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба; – коэффициент запаса прочности; – коэффициент долговечности; – коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений; – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Коэффициент запаса прочности определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки [см. приложение 2]: = 1,7; = 1,7. Коэффициент долговечности находится по формуле [ф. 3.14]: но не менее 1, где – показатель степени [с. 14]; – базовое число циклов перемены напряжений, NFlim = 4×106 циклов; – суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены: циклов, циклов. Так как и , то . Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба , выбирается в зависимости от способа термической или химико-термической обработки [приложение 2]: для шестерни и колеса с улучшением из стали марки 40ХН МПа, МПа. Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки , так как одностороннее приложение нагрузки [c. 34]. Тогда: 3.2 Определение расчетного изгибного напряжения Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения [ф. 5.1]: . Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа: , где Т – крутящий момент, Н*м; m – нормальный модуль, мм; z – число зубьев; – коэффициент ширины зуба по диаметру (опреден ранее); – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений; – коэффициент, учитывающий влияние наклон зуба; – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; – коэффициент нагрузки. Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется по формуле [ф. 3.17]: , где x1 = x2 = 0 – коэффициенты смещения; , – так как шестерни косозубые. Тогда: ; . Так как < , то дальнейший расчет будем проводить для шестерни. Коэффициент , учитывающий влияние угла наклона зубьев, для косозубых колес:Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев, берется равным 1. |
|
|||||||||||||||||||||||||||||
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, рефераты на тему, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |