рефераты конспекты курсовые дипломные лекции шпоры

Реферат Курсовая Конспект

Расчёт зубчатой передачи

Расчёт зубчатой передачи - раздел Транспорт, Техническая механика Расчёт Зубчатой Передачи. Выбор Материалов И Определение Допускаемых Напряжен...

Расчёт зубчатой передачи. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений 1.1 Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жестких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колес осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами.

Принимаем для шестерн сталь 40х, для колеса – сталь 50 Так как передаваемая мощность невелика и для достижения лучшей приработки, твердость колес должна быть не более НВ 350. Кроме того, в проектном задании указывается, что редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колеса с твердостью меньше или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число больше числа нагружений зубьев колес, для обеспечения одинаковой контактной выносливости механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем материалы колеса.

НВ1= НВ2 + (20…70) [6,с.48] Для выполнения этой рекомендации назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100 мм, а колеса 300мм. Шестерня: сталь 40х ; термообработка – улучшение; НВ1=230-260 Принимаем: НВ1 =250; σу = 550 МПа; σu= 850 МПа[5,с.34]. Колесо: сталь 50; термообработка – нормализация; НВ2=220 [4,с.173]. Принимаем: НВ2 = 220; σу =350 МПа; σu=640 МПа[5,с.34]. НВ1 – НВ2 = 250-220 = 30 что соответствует указанной рекомендации. 1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчёте на контактную усталость σнр = ((σн lim в• ZN )/ )SH) • ZR • ZV • ZL • ZX [1,с.14] где σнlimв –предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений. σн lim в = 2• НВ + 70 [1,с.27] КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 7 Изм Лист № докум Подп. Дата σн lim в1 = 2•250 + 70 = 570 МПа σн lim в2 = 2•220 + 70 =510 МПа ZN –коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи.

Поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов NN больше базового No, то ZN= [5,с.33]; ZV –коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; ZR –коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; ZL –коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала; ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

ГОСТ 21357-87 рекомендует для колёс d‹1000 мм принимать ZR • ZV • ZL • ZX = 0,9 [1,с.57] SH – коэффициент запаса прочности.

Для нормализованных и улучшенных сталей SН=1,1 [1,с.24]. σнр1 = 570•1/1,1•0,9 = 466 МПа σнр2 =510•1/1,1•0,9 = 417 МПа В качестве расчётного значения для конических передач принимаем: σнр = σнр2 = 417 МПа 2.1.3 Определяем допускаемые изгибающие напряжения при расчете на усталость σFP = σFlim в• YN / SFmin • YR • YX • Yδ [1,с.5] где σFlimв –предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений. σF lim в = 1,8 • НВ [5,с.45] σF lim в1 = 1,8 • 250 = 450 МПа σF lim в2 = 1,8 • 220 = 396 МПа SFmin –минимальный коэффициент запаса прочности; SFmin = 1,4 1,7 [1,с.35]; Принимаем: SFmin =1,7 YN –коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного циклов; КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 8 Изм Лист № докум Подп. Дата YN =1 [5,с.45]; YR –коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности, он отличен от 1 лишь в случае полирования переходной поверхности; YR = 1 [5,с.46]; YX –коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

При dа≤300 мм YX=1[5,с.46]; Yδ –опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала концентрации напряжений; Yδ = 1 [1,с.124]. σFP1 = 450•1/1,7 = 264,7 МПа σFP2 =396•1/1,7= 233 МПа 2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев [4,с.269] где Кd – вспомогательный коэффициент; Кd = 77 МПа 1/3 для прямозубых передач[1,с.57]; Ψвd1 –коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра; Принимаем по рекомендации Ψвd1=0,3[5,с.32]. Кнβ -коэффициент неравномерности, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Выбираем по графикам в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, схемы нагружения Ψвd1•cosδ1, для чего определяем углы делительных конусов: tgδ2 = U [5,с.50] δ2 = arctg U δ2 =arctg2,8=70,35 δ1 = 90˚-δ2 δ1 = 90– 70,35=19,65 cosδ1 = 0,94 Величина - Ψвd1•cosδ1 = 0,3•0,94= 0,28 Определяем Кнβ =1,15 [5,с.39]. Итак: d1= =68,49 мм Принимаем: d1=68 мм. КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 9 Изм Лист № докум Подп. Дата 2.2.2 Определяем ширину зубчатого венца в = Ψвd1• d1 в = 0,3•68=20,4 мм Принимаем в=20мм[4,с.172]. 2.2.3 Определяем внешний делительный диаметр шестерни dе1 de1 = d1+ в • sin δ1 de1 =68+20•0,34 = 74 мм 2.2.4 Определяем внешнее конусное расстояние Re = de1 / (2 • sin δ1) [5,с.50] Re =74 /(2•0,34) =109 мм 2.2.5 Проверяем рекомендацию ΨвRe = в/ Re ≤ 0,3 ΨвRe –коэффициент ширины зубчатого венца. ΨвRe = 20/109=0,18 ≤ 0,3 что соответствует рекомендации[5,с.49]. 2.2.6 Определяем внешний окружной модуль mе по рекомендации в ≤ 10 • mе [5,с.53] me = в/10 me = 20/10 =2мм По СТСЭВ 310-76 принимаем mе=2мм [3,с.169]. 2.2.7 Определяем средний окружной модуль m m = me• (1 – 0,5 • ΨвRe) [5,с.52] m = 2•(1 – 0,5•0,18) = 1,82 мм 2.2.8 Определяем число зубьев z1 и z2 Z1 = de1/ me > Zmin [5,с.49-50] КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 10 Изм Лист № докум Подп. Дата Zmin= 17. Z1 = 74/2 = 37 Принимаем Z1=36 U = Z2/ Z1 [5,с.49] Z2 = U • Z1 Z2= 2,8•37 = 103,6 Принимаем Z2=104 2.2.9 Уточняем параметры de1= me• Z1 de1= 2•37 =74 мм de2= U • de1 de2=2,8•74 = 208 мм Средние делительные диаметры: d = de• (1 - 0,5 • ΨвRe) d1 = 74•(1-0,5•0,18)= 68 мм d2 = 208•(1-0,5•0,18) = 190 мм Среднее конусное расстояние R: R = Re – 0,5 • в [5,с.50] R = 109-0,5•20= 99 мм 2.3 Проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности [4,с.269] где ZЕ –коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колёс; ZЕ=190[1,с.113]; ZН –коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в зацеплении; ZН=2,41[1,с.113]; Zε –коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; Zε=1 КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 11 Изм Лист № докум Подп. Дата WHt – удельная расчётная окружная сила WHt = КН • Ft / в КН –коэффициент нагрузки, определяется по зависимости: Кн = КА • КHv • KHβ • KHα [1,с.14] где КА –коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; КА=1[1,с.14]; КHv –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса.

V = 0,1• nдв• d1/ 2000 V =0,1•1430•68/2000=4,86 м/с При такой скорости следует принять 8 степень точности и тогда: КHv=1,05 [5,с.40]; KHβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; KHβ =1,15 [5,с.39],[1,с.58]; KHα –коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; KHα=1[1,с.18]. КН = 1•1,05•1,15•1= 1,21 Ftf = 2 • Te1 • 103 / d1 [5,с.51] Ftf = 2•26,7 •103/68=785,3 H WHt = 1,21•785,3 /20 =48 Н/мм σн= =430 МПа Определяем % недогрузки: (σн – σнр)/σнр• 100% (430 – 417)/417•100%= 3,1% Недогрузка ‹ 10%, что допустимо, так как по принятым в машиностроении нормам для σн допускается отклонение +5% (перегрузка) и –10% (недогрузка). КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 12 Изм Лист № докум Подп. Дата Примечание: если отклонение выходит за указанные пределы, то размеры и другие параметры передачи необходимо откорректировать.

Рекомендуется: 1. В небольших пределах изменить ширину колеса (при перегрузках увеличить, при недогрузках уменьшить); 2. Выбрать другой режим термообработки поверхностей зубьев и соответственно изменить твердость поверхности зубьев, что приводит к уменьшению или увеличению σнр. 2.4 Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности σF ≤ σFP [1,с.29] Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле: σF = KF • YFS• Yβ • Yε • FtF/(0,85 • в • m) ≤ σFP [1,с.29] Для коэффициента нагрузки КF принимают: КF = КА• КFv• KFβ• KFα [1,с.29] где КА –коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; КА=1[1,с.29]; КFv –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса; КFv=1,45[5,с.43]; KFβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; KFβ=1,21[1,с.59]; KFα –коэффициент, учитывающий (форму зуба и концентрацию напряжений) распределение нагрузки между зубьями; KFα =1[1,с.31]. KF =1•1,45•1,21•1 =1,76 YFS –коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Zred = Z/ cosδ [3,с.148] Zred1 = Z1/ cosδ1 Zred1 = 37/0,94=40 КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 13 Изм Лист № докум Подп. Дата При этом YF1 =3,7 [1,с.38],[5,с.42]. Zred2 = Z2/ cosδ2 Zred2 = 104/0,34= 305,9 При этом YF2=3,6 [1,с.38],[5,с.42]. Расчёт следует выполнять для менее прочного колеса, то есть у которого отношение σFP/YF меньше.

Шестерня: σFP1/YF1 =264,7/3,7=71,5 Колесо: σFP2/YF2 =233/3,6=64,7 Значит, расчёт ведём по колесу YFS =3,6 Yβ –коэффициент, учитывающий наклон зуба; Yβ=1[1,с.32]; Yε –коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Yε =1[1,с.32]. σF=1,76•3,6•1•1•785,3 /0,85•20•1,82=160,8 МПа что значительно ниже σFР=250 МПа, но это нельзя рассматривать как недогрузку данной передачи, поскольку основным критерием её работоспособности является контактная усталость. 2.5 Определение геометрических параметров колёс 2.5.1 Внешняя высота головки зуба hае hае = me [5,с.50] hае= 2мм Внешняя высота ножки hfе hfе =1,2 • me [5,с.50] hfе = 1,2•2 = 2,4мм 2.5.2 Внешний диаметр вершин зубьев dае dае = de + 2 • hae• cosδ [5,с.50] dае1 = 74+2•2•0,94 =78 мм dае2 =208+2•2•0,34=210 мм Внешний диаметр впадин зубьев dfe: dfe =de – 2 • hfe• cosδ [5,с.50] КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 14 Изм Лист № докум Подп. Дата dfe1 = 74-2•2,4•0,94 =70 мм dfe2 = 208-2•2,4•0,34= 206 мм 2.5.3 Угол головки зуба θа tgθа = hae/Re θа = arctg(hae/Re) θа = arctg(2/109)=1 2.5.4 Угол ножки зуба θf tgθf = hfe/Re θf = arctg(hfe/Re) θf = arctg(2,4/109)=1,2 2.6 Определение сил, действующих в зацеплении 2.6.1 Окружная сила Ft Ft = 2 • Te1/ d1 [3,с.286] Ft = 2•26,7•1000/68=785,3 H 2.6.2 Радиальная сила Fr Fr1 = Ft • tgαw • cosδ1 [4,с.263] Fr1= 785,3•0,36•0,94= 265,7 H Fr1 = Fa2 αw=20˚ 2.6.3 Осевая сила Fa Fa1 = Ft • tgαw• cosδ2 [4,с.263] Fa1= 785,3 •0,36•0,34=96,1 H КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 15 Изм Лист № докум Подп. Дата 3

– Конец работы –

Эта тема принадлежит разделу:

Техническая механика

Подпись Дата Разраб. Гореньчик А.Ю Горизонтальный конический прямозубый редуктор Лит. Лист Листов Провер. Сягаева О.М у 3 44 Т. контр. МГАК 061-У… Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям… Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по…

Если Вам нужно дополнительный материал на эту тему, или Вы не нашли то, что искали, рекомендуем воспользоваться поиском по нашей базе работ: Расчёт зубчатой передачи

Что будем делать с полученным материалом:

Если этот материал оказался полезным ля Вас, Вы можете сохранить его на свою страничку в социальных сетях:

Все темы данного раздела:

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Составляем кинематическую схему 1.2 Определяем общий КПД редуктора η = η3 • ηп2 [5,с.5] где η3 – КПД пары прямозу

Предварительный расчёт валов редуктора
Предварительный расчёт валов редуктора. Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба и кручения, причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов я

Конструктивные размеры зубчатой пары
Конструктивные размеры зубчатой пары. Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше[5,с.232]: b=20мм; dae1=78мм; de1=74мм; dfe1=70мм. Колесо кованое. Его размеры: dае2

Размеры элементов корпуса и крышки редуктора
Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Толщина стенок корпуса и крышки δ = 0,05 • Rе + 1 δ = 0,05 • 109+ 1 = 6,45 мм [2,с.241] Принимаем δ=8мм. δ1 = 0,04

Подбор подшипников
Подбор подшипников. Ведущий вал Силы, действующие в зацеплении: Fa=96,1 H; Fr=265,7 H; Ft=785,3 H. Из первого этапа компоновки: f1=45 мм; с1=66 мм. Из предыдущих расчётов: n1 –частота вращения веду

Проверка прочности шпоночных соединений
Проверка прочности шпоночных соединений. Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78. Материал шпонок – сталь 45 нормализо

Уточнённый расчёт валов
Уточнённый расчёт валов. Ведущий вал Выполнение уточнённого расчёта ведущего вала не имеет смысла, так как его диаметр был преднамеренно увеличен для того, чтобы соединить вал двигателя и выходной

Смазка редуктора
Смазка редуктора. Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем ма

Описание конструкции и сборки редуктора
Описание конструкции и сборки редуктора. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборка производится в следующей последовательности: Н

Технико-экономические показатели
Технико-экономические показатели. Важным показателем совершенства конструкции является условие равной прочности и долговечности всех элементов, поскольку наличие в конструкции хотя бы одного недост

Хотите получать на электронную почту самые свежие новости?
Education Insider Sample
Подпишитесь на Нашу рассылку
Наша политика приватности обеспечивает 100% безопасность и анонимность Ваших E-Mail
Реклама
Соответствующий теме материал
  • Похожее
  • Популярное
  • Облако тегов
  • Здесь
  • Временно
  • Пусто
Теги