124166 (689881), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

2) Определяем базовое число нагружений:

N = 30(HB1) = 30(280) = 22,4*10 ≤120*10

N = 30(HB2) = 30(260) = 18,75*10 ≤120*10

3) Расчетное число циклов нагружений:

N = 60*ci*ni* L *(∑K *K )

N = 60*1*321*44019 (1 *0,5+0,8 *0,3+0,3³*02) = 6,0*10

N = 60*1*200*44019 (1 *0,5+0,8 *0,3+0,3³*02) = 3,74*10

C_i – число зацеплений зуба за один оборот

n_i – число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

L_h – число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

K_Hj - коэффициент времени (определяем с графика 1)

K_ti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

т.к. N < N выбираем формулу для расчета коэффициента долговечности:

Z = =

Z = = 0,848 ≥ 0,75

Z = = 0,861 ≥ 0,75

Предел контактной выносливости:

σ = 2*НВi + 70, МПа – для улучшенных колес

σ = 2*280+70 = 630 МПа

σ = 2*260+70 = 590 МПа

4) Коэффициент контактной выносливости:

σ = (σ /S )0,9*Z

i- 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)

- предел контактной выносливости

- для улучшенных колес

Z_Ni – коэффициент долговечности

S_Hi – коэффициент запаса прочности (S_Hi=1,1)

σ = (630/1,1)*0,9*0,848 = 437,1МПа

σ = (590/1,1)*0,9*0,861 = 415,6МПа

5) Допускаемые напряжения для передачи:

σ = min ( 0,45(σ + σ ); 1,25(σ ) ) = min ( 0,45(437,1+415,6); 1,25*415,6) = min( 384 МПа ; 520 МПа) => σ = 384 МПа

6) Допускаемые напряжения изгиба:

σ = 1,75*НВ1 = 1,75*280 = 490 МПа

σ = 1,75*НВ2 = 1,75*260 = 455 МПа

Базовый предел выносливости (изгибной):

σ = σ *Ya*Yz – для улучшенных колес

причем Ya = 1; Yz = 1(поковка)

σ = σ * Ya*Yz = 490*1*1 = 490 МПа

σ = σ * Ya*Yz = 455*1*1 = 455 МПа

7) Коэффициент запаса: SF1 = SF2 = 1,7 и gF = 6

Расчетное эквивалентное число циклов нагружений:

NFEi = 60*ci*ni*Lh*(∑K *K )

NFE1 = 60*1*321*44019 *(1 *0,5+0,8 *0,3+0,3 *02) = 4,9*10

NFE2 = 60*1*200*44019 *(1 *0,5+0,8 *0,3+0,3 *02) = 3,05*10

NFlim = 4*10

8)Коэффициент долговечности:

YNi = 1

Поскольку NFEi > NFlimi принимаем YN1 = YN2 = 1

И определяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):

σ = (σ / SFi)* YNi

σ = (490 МПа /1,7)*1 = 288,2 МПа

σ = (455 МПа /1,7)*1 = 267,7 МПа

Определение кинематических параметров передачи:

9) Определяем межосевое расстояние по формуле:

a_w K_a*(u+1)* , мм

K_a – коэффициент равный 495 для прямозубых передач

\U – передаточное число зуб. передачи («+» внешнее зацепление, «–» внутреннее зацепление)

T₂ – крутящий момент на ведомом колесе, Н*м

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

- коэффициент ширины зубчатого колеса (венца)

По рекомендации приняли =0,315

K_a = 495 - коэф. для стальных косозубых колес

u = 1,6045 – передаточное отношение

T2 = 104,57Н*м – крутящий момент на втором валу

σ = 384 МПа – допускаемое контактное напряжение

= 0,5* *(u+1) = 0,5*0,315*(1,6045+1) = 0,4102

По рекомендации приняли = 0,315

по определяем коэффициент

K = 1,0

a_w 495*(1,6045+1)* = 125 мм

по ГОСТу a_w = 125 мм

10) Определяем ширину зубчатого венца:

b = * a_w = 0,315*125 = 39,375 мм

принимаем b = 40 мм

b = b +4 = 40+4 = 44 мм

11) Определяем модуль зацепления:

mn = (0,015-0,03)* a_w = 0,024*125=3 мм

принимаем mn =3 мм

12) Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зубьев:

Z∑ = (2* a_w / mn)

Z∑ = (2*125/ 3) =83,33

следовательно Z∑ = 84

13) Определяем число зубьев меньшего (ведущего) колеса:

Z1 = Z∑/(u+1) = 84/(1,6045+1) = 21

Следовательно Z1 = 32

Z2= Z∑- Z1=84 – 32 = 52

14) Уточняем передаточное отношение:

u = 52 / 32 = 1,625

определяем погрешность передаточного отношения:

Δ = |1,6045-1,625| / 1,6045 = 1,28% 2,5% что допустимо

Определяем геометрические параметры зубчатых колес:

15) Начальные диаметры:

dw1 = mn *Z1 = 3,0 *32 = 96 мм

dw2= mn *Z2 = 3,0 *52 = 156 мм

16) Уточняем межосевое расстояние:

a_w = (dw1+ dw2) / 2 = (96+156) / 2 = 126 мм

17) Определяем диаметры вершин:

da1 = dw1 + 2* mn = 96 + 2*3 = 102 мм

da2= dw2 + 2* mn = 156 + 2*3 = 162 мм

18) Определяем диаметры впадин зубьев:

df1= dw1-2,5* mn = 96 – 2,5*3 = 88,5 мм

df2= dw2-2,5* mn = 156 – 2,5*3 = 148,5 мм

19) Определяем окружную скорость в зацеплении:

V = (π*d w1*n1) / (60*1000) = (3,14*96 *321) / (60*1000) = 1,612 м/с

в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности = 9

20)Определяем усилия действующие в зацеплении:

окружная: Ft = (2*T1) / dw1 = (2*67) / (96*10 ) = 1390 кН

радиальная: Fr = Ft *tn(α ) = 1390*0,364*10³= 508 кН

осевая: Fa = 0

21)Выполняем проверочный расчет на контактную усталость:

, где

-

коэффициент учитывающий геометрию

коэффициент Пуассона (для стали 0,3)

E₁, E₂ – модуль продольной упругости материалов (2,1*10⁵)

- угол наклона зубьев

- коэффициент торцового перекрытия

318,3 МПа

, где

= 1

,09 - взяли по графику (стр.111 [2]) для степени точности 8

= 1*1,1*1,09*1 = 1,199

МПа

МПа

- условие выполняется

22) Выполняем проверочный расчет на изгибную усталость:

, где

(стр.114) [2] источник 1)

(по графику рис. 6.14) [2] источник 1)

МПа

- условие выполняется

2.3.2 Быстроходная ступень

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками по табл. 16.2.1 [1]:

Для шестерни:

Сталь: 45Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 300

Для зубчатого колеса:

Сталь: 40Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 280

Расчет допускаемых контактных напряжений при расчете на усталость:

1) Определяем число часов работы передачи за весь срок службы:

L = L *365*K *24*K = 10*365*0,75*24*0,67 = 44019 часа

2) Определяем базовое число нагружений:

N = 30(HB1) =30(300) = 26,4*10 ≤ 120*10

N = 30(HB2) = 30(280) = 22,4*10 ≤ 120*10

3) Расчетное число циклов нагружений:

N = 60*ci*ni* L *(∑K *K )

N = 60*1*642*44019 (1 *0,5+0,8 *0,3+0,3³*02) = 12,0*10

N = 60*1*321*44019 (1 *0,5+0,8 *0,3+0,3³*02) = 6,0*10

C_i – число зацеплений зуба за один оборот

n_i – число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

L_h – число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

K_Hj - коэффициент времени (определяем с графика 1)

K_ti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

т.к. N < N выбираем формулу для расчета коэффициента долговечности:

Z = =

Z = = 0,8263 ≥ 0,75

Z = = 0,8484 ≥ 0,75

Предел контактной выносливости:

σ = 2*НВi + 70, МПа – для улучшенных колес

σ = 2*300+70 = 670 МПа

σ = 2*280+70 = 630 МПа

4) Коэффициент контактной выносливости:

σ = (σ /S )0,9*Z

i- 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)

- предел контактной выносливости

- для улучшенных колес

Z_Ni – коэффициент долговечности

S_Hi – коэффициент запаса прочности (S_Hi=1,1)

σ = (670/1,1)*0,9*0,8263 = 453 МПа

σ = (630//1,1)*0,9*0,8484 = 437,3 МПа

5) Допускаемые напряжения для передачи:

σ = min ( 0,45(σ + σ ); 1,25(σ ) ) = min ( 0,45(453 +437,3); 1,25*437,3) = min( 400,6 МПа ; 546,6) => σ = 400,6 МПа

6) Допускаемые напряжения изгиба:

σ = 1,75*НВ1 = 1,75*300 = 525 МПа

σ = 1,75*НВ2 = 1,75*280 = 490 МПа

Базовый предел выносливости (изгибной):

σ = σ *Ya*Yz – для улучшенных колес

причем Ya = 1; Yz = 1(поковка)

σ = σ * Ya*Yz = 525*1*1 = 525 МПа

σ = σ * Ya*Yz = 490*1*1 = 490 МПа

7) Коэффициент запаса: SF1 = SF2=1,7 и gF = 6

Расчетное эквивалентное число циклов нагружений:

NFEi = 60*ci*ni*Lh*(∑K *K )

NFE1 = 60*1*642*44019 *(1 *0,5+0,8 *0,3+0,3 *02)=9,81*10

NFE2 = 60*1*321*44019 *(1 *0,5+0,8 *0,3+0,3 *02) = 4,9*10

NFlim = 4*10

8)Коэффициент долговечности:

YNi = 1

Поскольку NFEi > NFlimi принимаем YN1 = YN2 = 1

И определяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):

σ = (σ / SFi)* YNi

σ = (525 МПа /1,7)*1 = 308,8МПа

σ = (490 МПа /1,7)*1 = 288,2 МПа

Определение кинематических параметров передачи:

9) Определяем межосевое расстояние по формуле:

a_w K_a*(u+1)* , мм

K_a – коэффициент равный 495 для прямозубых передач

U – передаточное число зуб. передачи («+» внешнее зацепление, «–» внутреннее зацепление)

T₂ – крутящий момент на ведомом колесе, Н*м

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

- коэффициент ширины зубчатого колеса (венца)

По рекомендации приняли =0,315

K_a = 495 - коэф. для стальных косозубых колес

u =2 – передаточное отношение

T2 = 67 Н*м – крутящий момент на втором валу

σ =400,6 МПа – допускаемое контактное напряжение

= 0,5* *(u+1) = 0,5*0,315*(2+1) = 0,4725

По рекомендации приняли = 0,315

по определяем коэффициент

K = 1,0

a_w 495*(2+1)* = 103 мм

по ГОСТу a_w = 100 мм

10) Определяем ширину зубчатого венца:

b = * a_w=0,315*100 = 31,5мм

принимаем b = 32 мм

b = b +4 = 32+4 = 36 мм

11) Определяем модуль зацепления:

mn = (0,015-0,03)* a_w = 0,03*100 = 3 мм

принимаем mn =3 мм

12) Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зубьев:

Характеристики

Список файлов курсовой работы