Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Курсовой проект - Расчет редуктора - файл 2.doc


Курсовой проект - Расчет редуктора
скачать (756.2 kb.)

Доступные файлы (14):

1.doc37kb.19.05.2008 17:23скачать
2.doc300kb.21.05.2008 18:12скачать
3.shs
4.doc131kb.19.05.2008 17:17скачать
9 сборка редуктора.doc31kb.19.05.2008 17:18скачать
Введение.doc76kb.21.05.2008 20:20скачать
задание ..doc55kb.23.05.2008 15:40скачать
Содержание.doc89kb.26.10.2011 02:55скачать
спецефикация.doc182kb.23.05.2008 03:34скачать
титульный лист.doc45kb.26.10.2011 02:55скачать
чистовик.dwg
чистовик.frw
эпюра.dwg
эпюра.frw

2.doc

2 Расчет цилиндрических зубчатых передач.



2.1 Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки


Рис.1 Характерные размеры сечения заготовки
Dm=(20…24) =12=38,05 мм
Sm= 1.2•=13,32 мм

где T1 – крутящий момент на шестерне в Н•м, u – передаточное число зубчатой передачи.

Механические характеристики сталей

Наибольшее применение в редукторах находят стальные зубчатые колеса. Механические характеристики сталей, рекомендуемых для изготовления зубчатых колес, приведены в табл.4. В таблице приняты следующие обозначения: способы термообработки Н – нормализация, У – улучшение, З – закалка, Ц - цементация; Dm - наружный диаметр заготовки вал-шестерни, Sm – характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса (рис.1).

Таблица 1





Марка стали

Dm, мм

Sm, мм

Термообра

ботка

Твердость поверхности

Средняя

твердость

Предел прочно-

сти, МПа



Млн.

циклов

Ш

40х

Любой

Любая

У

292-302НВ

285,5 НВ

900

23,5

К

45

Любой

Любая

У

235-262НВ

248,5 НВ

780

16,8


2.2 Расчет допускаемых напряжений

2.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле

HPj=,

HP1===583 МПа

HP2===515 МПа

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса, Hlim j  предел контактной выносливости, КHLj - коэффициент долговечности, SHj  коэффициент безопасности.

Hlim 1=2 *НВср1+70=2*285,5+70=641 МПа

Hlim 2=2 *НВср2+70=2*248,5+70=567 МПа
Таблица 2

Данные для расчета допускаемых контактных напряжений


Способ термической или химико-термической обработки

Средняя твердость поверхности зуба

Hlim , МПа

SH

KHLmax

Улучшение, нормализация

< 350 НВ

2 НВ + 70

1.1

2.6


Из таблицы 5 SH=1.1
Коэффициент долговечности определяется по формуле

КHLj =1

КHL1 ===1,074

где NHOj – базовое число циклов при действии контактных напряжений;

NHEj – эквивалентное число циклов напряжений.

Должно выполняться условие КHLj KHLmax, значения KHLmax даны в табл 5.

Значения базового число циклов, рассчитанные по формуле

NHO = 30 • НВср12.4 120•106,

NHO1 = 9,17•106

NHO2 = 7,5•106
При определении эквивалентного числа циклов напряжений используется формула

NHE j= h•NΣj, ,

NHE 1= h•NΣ1=0,25•198,7•106=49,7•106

NHE 2= h•NΣ2=0,25•44,1•106=11•106


где h – коэффициент эквивалентности, определяемый по табл.6 в зависимости от типового режима нагружения, NΣj – суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

Таблица 3
Характеристики типовых режимов нагружения


Режим нагружения

h

F

Нормализация,

улучшение

q=6

Закалка,

цементация

q=9

1 – средний

0.25

0.3

0.2


При постоянной частоте вращения NΣj определяется по формуле
Nj = 60•nj•c•th , ( 1 )



где nj - частота вращения колеса в об/мин, с – число зацеплений за один оборот колеса, th – суммарное время работы передачи в часах;

th = L•365•24•KГ•КС•ПВ;

th = 6•365•24•0,8•0,7•0.25=7358,4 часов
здесь Kг – коэффициент использования передачи в течение года; Kс – коэффициент использования передачи в течение суток; L – срок службы передачи в годах; ПВ – относительная продолжительность включения.

N1 = 60•nрп•c•th=60•450•1•7358,4 = 198,7•106

N2 = 60•nв•c•th=60•100•1•7358,4 = 44,1•106



Расчет допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса HP1 и HP2

σнр=σнlimb·KHL/SH

σнр=641·1/1,1=582,7 МПа

σнр=567·1,074/1,1=553,6 МПа

Для прямозубой передачи принимаем меньшее из двух: σнр=553,6 МПа


      1. Расчет допускаемых напряжений изгиба


Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле

,

=366,28 МПа

=348,6МПа
где

F lim j  предел изгибной выносливости зубьев,

SFj  коэффициент безопасности,

KFСj  коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,

KFLj  коэффициент долговечности, определяемый по формуле:

КFLj = 1,

КFL2 ===0,93=1

где

qj - показатель степени кривой усталости (табл.3),

NFO = 106 – базовое число циклов при изгибе,

NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе.

Должно выполняться условие КFLj KFLmax.

Формулы для определения F lim и значения SF, KFLmax и KFС для реверсивного привода приведены в табл.7. Для нереверсивного привода KFС=1.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе равно:

NFE j= Fj•NΣj, ,

где

NΣj определяется по формуле ( 1 ),

Fj - коэффициент эквивалентности при изгибе (табл. 3).

NFE 1= F•NΣ1=0,14·198,7•106=27,8 МПа

NFE 2= F•NΣ2=0,14·44,1•106=6,17 МПа

Таблица 4
Данные для расчета допускаемых напряжений изгиба


Термообработка

F lim, МПа

SF

KFLmax

KFC

Нормализация, улучшение

1.75 НВ

1.7

4.0

0.65

Закалка ТВЧ по всему контуру (m3 мм)

600…700

1.7

2.5

0.75

Закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины(m<3 мм)

500…600

1.7

2.5

0.75

Цементация

800

1.65

2.5

0.75


F lim1=1,75 * НВ1=1,8*285,5=,513,9 МПа

F lim2=1,75 * НВ2=1,8*248,5=447,3 МПа


  1. Проектный расчет передачи

^ Межосевое расстояние передачи определяют из расчета на выносливость по контактным напряжениям по формуле

aw = Ka•(uзп + 1) ,

aw = 495•(4,5 + 1) =192,47 мм

где

Ka = 410 для косозубых и шевронных передач,

T1 – крутящий момент на шестерне в Н•м,

КН – коэффициент контактной нагрузки,

Для точного определения коэффициента КН необходимо знать размеры передачи. Поскольку на этом этапе проектного расчета размеры не известны, то рекомендуется задавать приближенное значение КН=1.2.

- коэффициент ширины зубчатого венца, Коэффициент ширины зубчатого венца выбирают из ряда по ГОСТ 2185-66: при симметричном расположении шестерни относительно опор =0.315…0.5, при несимметричном =0.25…0.4, для шевронных и раздвоенных косозубых передач =0.5…0.63.

Принимаем=0.4

Межосевое расстояние aw выбирается по табл.2.
Таблица 5
Межосевые расстояния по ГОСТ 2185-66


Ряды

Значения межосевых расстояний, мм

1

40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000

2

71 90 112 140 180 224 280 355 450 560 710 900 1120 1400


Принимаем aw=200 мм
Модуль выбирают из диапазона m=(0.01…0.02)•aw и округляют до стандартного значения по табл.1. Модуль меньше 2 мм для силовых передач применять не рекомендуется. В косозубых передачах стандартизован нормальный модуль mn.
m=(0.01…0.02)•aw==(0.01…0.02)•140=1,4....2,8 мм
Принимаем m=2

Для косозубых и шевронных передач суммарное число зубьев предварительно определяют по формуле

Z= ==200

где =0 для прямозубой передачи

Далее определяют число зубьев шестерни Z1== = 36,36 и округляют его до ближайшего целого числа: Z1=36

Находят число зубьев колеса Z2= Z- Z1=200-36=164 и фактическое передаточное отношение uф===4,5667

Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5% при u 4.5 и более чем на 4% при u> 4.5.

u=*100=1,23%<2,5

Ширину венца колеса определяют по формуле bw2=•aw =0,315•200=63 мм и округляют до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69: 20 22 24 25 26 28 30 32 34 (35) 36 38 40 42 45 48 50 53 (55) 56 60 63 (65) 67 (70) 71 75 80 85 90 95 100.
Ширину венца шестерни bw1 принимают на 3…5 мм больше чем bw2.
Определяют диаметры окружностей зубчатых колес:

bw1= bw2+(3…5)=63+(3…5)=71 мм

делительные окружности косозубых колес,

==72 мм

==328 мм
окружности вершин зубьев daj = dj+2 m (1+xj),

da1 = d1+2 m = 72+2*2=76

da2 = d2+2 m = 328+2*2=222,69
окружности впадин зубьев dfj = dj-2 m,

df1 = d1-2,5 m = 72-2*2,5=67

df2 = d2-2,5 m =328-2*2,5=323

Вычисляют окружную скорость в зацеплении:

V= ==1,69 м/с

По табл.8 назначают степень точности передачи.
Таблица 6

Степень точности передачи.


Степень точности по ГОСТ 1643-81

nст

Скорость V, м/с

Прямозубые

Непрямозубые

6

7

8

9

до 20

до 12

до 6

до 2

до 30

до 20

до10
до 4


Степень точности nст=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

Принимаем nст=8


  1. Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид HP. Контактные напряжения определяются по формуле

===476,2

где

Z= 8400 для косозубых и шевронных передач,

КН - коэффициент контактной нагрузки, определяется по формуле

КН = КНа* КНb* КНV= 1,03*1,07*1=1,102

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями равен

КНа =1

Динамический коэффициент КНV определяется по табл.10 .

Таблица 7

Коэффициент K для одноступенчатых редукторов




K

НВ2350

НВ2>350

0.6

0.8

1.0

1.2

1.4

1.03

1.03

1.04

1.06

1.08

1.05

1.07

1.11

1.15

1.20

Таблица 8

Значения коэффициента KHV


Степень точности

Твердость поверхности зубьев

Окружная скорость в зацеплении, м/с

1

3

5

8

10

15


8

НВ2 < 350
НВ2 350

1.05

1.02

1.03

1.01

1.15

1.06

1.09

1.03

1.24

1.10

1.15

1.06

1.38

1.15

1.24

1.09

1.48

1.19

1.30

1.12

1.72

1.29

1.45

1.18

Принимаем KHV=1.07

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса определяется по формуле

КНb = 1+ (K -1) К=1+ (1,135-1)*0,2345=1.032,

где

K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы (табл.9).

В таблице K дан в зависимости от коэффициент ширины венца по диаметру , величина которого определяется выражением =0.5 (u + 1) =0.5*0,4(3,55+ 1)=0,91

K=1,135

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Если указанные условия не выполняются, то следует либо изменить межосевое расстояние передачи, либо изменить ba, либо выбрать другие материалы зубчатых колес и повторить расчет.

=*100= -13,97%
^ Условия изгибной прочности передачи имеют вид Fj FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни определяется по формулам:

=128,9 МПа


где

YFj  коэффициенты формы зуба,

КF - коэффициент нагрузки при изгибе,
Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

=140,9 МПа

Коэффициенты формы зуба даны в ГОСТ 21354-87 в виде графиков, которые аппроксимируются зависимостью:

YFj=3.47+

YF1=3.47+=3,47+=3,7
YF2=3.47+=3.47+=3,59
где

для непрямозубых передач ZVj=.

ZV1===36

ZV2===164

Коэффициент нагрузки при изгибе определяют по формуле:

KF = K*K*KFV= 1,08*1,15*1=1,242

Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл, что и коэффициенты в формуле для КН.

K = 1

K = 0.18

KFV = 1,15

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5% , недогрузка не регламентируется. Если перегрузка более 5% следует увеличить модуль передачи и повторить расчет.

<

<

5. Силы в зубчатых передачах

Окружная сила Ft===3985 Н.

Распорная сила: в непрямозубых передачах Fr= Ft= 3656,8*=1450 Н

- угол зацепления






Скачать файл (756.2 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации