26-5 быстроходная (26-5 быстроходная)

Посмотреть архив целиком

МГТУ им. Н. Э. Баумана

Кафедра РК-3











Домашнее задание №2

по курсу «ОКДМ»

Расчет цилиндро-конического редуктора






Студент:

Группа:



Преподаватель:

Дата предъявления:



Дата зачета:

Подпись преподавателя:






Москва, 2015

Задание П-26. Вариант 5. Расчет быстроходной цилиндрической ступени.


Кинематический расчёт:

передаточное отношение редуктора

передаточное отношение быстроходной ступени [1, стр. 11]

Определение вращающего момента [1, стр. 15]

Промежуточный вал:

, где η = 0,96 – КПД передач с учётом потерь в опорах валов на подшипниках качения

Быстроходный вал:

вращающий момент быстроходной ступени

1.Определение допускаемых напряжений:


1.1.Определение твёрдости шестерни и колеса [1, стр. 16]

ТВЧ: шестерня – D = 200 мм, S = 125 мм, H1 = 50…56 HRC – твёрдость поверхности, H1 = 53 HRC – средняя твёрдость, σв = 960 МПа, σт = 780 МПа

Улучшение: колесо - D = 200 мм, S = 125 мм, H2 = 269…302 HB (сердцевины), H2 = 285,5 HB, σв = 960 МПа, σт = 780 МПа


1.2.Определение допускаемых контактных напряжений [1,стр. 19]

σн lim – предел контактной выносливости [1, табл. 8]

σн lim1 = 17*53+200 = 1101 МПа (поверхностная закалка)

σн lim2 = 2*285,5+70 = 641 МПа (улучшение)

Sн – коэффициент запаса прочности [1, стр. 21]

Sн = Sн lim*Sнα*Sнβ , где Sн lim – минимальный коэффициент запаса:

Sн lim1 = 1,2 – для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением,

Sн lim2 = 1,1 – для зубчатых колёс с однородной структурой материала.

выход из строя не связан с тяжёлыми последствиями

коэффициент запаса

коэффициент запаса, учитывающий упрощение при определении действующих и допускаемых напряжений

Отсюда Sн1 = 1,2*1*1,1 = 1,32; Sн2 = 1,1*1*1,1 = 1,21

zN – коэффициент долговечности

[1, табл. 9]

NHG – число циклов, соответствующих перелому кривой усталости

NHG1 = (53HRC => [1,рис. 8] => 530HB)3 = 148877000

NHG2 = 285,53 = 23271176,4

NHEэквивалентное число циклов

- коэффициент эквивалентности по циклам, учитывающий тип режима нагружения и характер накопления повреждений [1, табл. 11]

NK – требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах

NK = 60*nз*n*tΣ , где nз – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот [1, рис. 9]

n31 = n32 = 1

tΣ = 32000 ч. – расчётный ресурс передачи [1, рис. 1]

n – число оборотов

n1 = nσ = 1430 об/мин

n2 = nпр = nт*uт = 51*5 = 255 об/мин

NK1 = 1430*60*1*32000 = 2745,6*106

NHE1 = 0,5*NK1 = 1372,8*106

NK2 = 60*255*1*32000 = 489,6*106

NHE2 = 0,5*NK2 = 244,8*106

Для косозубых передач с твёрдостью колеса H2 < 350 НВ и твёрдостью шестерни H1 > 350 НВ [1, стр. 18]:


1.3.Определение допускаемых напряжений изгиба

[1, стр. 22]

σFlim – предел выносливости при пульсационном цикле нагружений

σFlim1 (для шестерни): 45ХЦ, ТВЧ, m < 3мм => σFlim1 = 500 МПа

σFlim2 (для колеса): 45ХЦ, улучшение => σFlim2 = 1,76*HHB = 499,6 МПа

mF1 = 9 – для закалённых зубчатых колёс

mF2 = 6 – для улучшенных зубчатых колёс

[1,стр. 26]

, т.к. режим I

=> YN1 = 1

=> YN2 = 1

[1,стр. 24]

SF – коэффициент запаса прочности

- коэффициент запаса прочности

коэффициент запаса прочности для обычных условий безопасности

=>


1.4.Определение максимально допустимых напряжений [1, стр. 30]

- максимально допускаемое контактное напряжение (улучшение)

[1, стр. 31]

YNmax – максимальный коэффициент долговечности

YNmax1 = 2,5, т.к. mF1 = 9

YNmax2 = 2, т.к. mF2 = 6

kst – коэффициент, учитывающий частоту приложения силовой нагрузки

kst1 = 1,2 (mF = 9)

kst2 = 1,3 (mF = 6)

sst – коэффициент запаса прочности в среднем равный 2

МПа

МПа




Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи:

1.Расчёт основных параметров передачи:

2.1.Предварительное значение межосевого расстояния [1, стр. 33]:

, где знак “+” для внешнего зацепления

К – коэффициент, зависящий от поверхности зубьев шестерни и колеса:

H1 > 350 , H2 < 350 => K = 8

2.2.Уточнённое значение межосевого расстояния [1, стр. 34]

Ka = 410 – для косозубых зубчатых колёс

- в зависимости от положения зубчатых колёс относительно опор (коэффициент относительной ширины) [1, стр. 34]

(положение симметричное)

Кн – коэффициент нагрузки

Определим - коэффициент динамической нагрузки:

Найдём окружную скорость v:

[1, стр. 34]

, назначаем девятую степень точности [1, стр. 35]

= 1,06 [1, стр. 28, табл. 12]

Определим – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

[1, стр. 29]

nст – число, обозначающее степень точности по нормам плавности (nст=5…9)

Принимаем nст = 9

α = 0,25

=> примем nст = 6

Определим - коэффициент концентрации нагрузки по ширине:

(“+”, т.к. зацепление внешнее) [1, стр. 35]

=> [1, стр. 29, рис. 12 б]


Найдём коэффициент нагрузки в расчётах на изгибную выносливость:

[1, стр. 30, рис. 13 б]

[1, стр. 28]

Из ряда Ra40 принимаем aw = 125 мм

2.3.Определение ширины венца колеса [1, стр. 35]:

- рабочая ширина передачи

- ширина шестерни

Из ряда Ra40 принимаем b1 = 45 мм, b2 = 40 мм

2.4.Определение минимального нормального модуля [1, стр. 35]

[1, стр. 36, табл. 14]

, где (т.к. передача косозубая) [1, стр. 36]

Принимаем => m = 40/25 = 1,6 мм

Полученное значение m округляем до ближайшего большего по 2 ряду: m=1,75 мм

2.5.Определение суммарного числа зубьев [1, стр. 37]

Минимальный угол наклона зубьев:

Суммарное число зубьев:

Округляем до целого меньшего числа и получаем

Определяем действительное значение угла β [1, стр. 37]:

=> β = 11,5°

Вычислим числа зубьев колеса для зацепления:


2.6.Определяем фактическое передаточное число и погрешность [1, стр. 38]:

3.Проверочный расчёт на выносливость при изгибе по условию :

3.1.Уточнение коэффициента

- фактическая окружная скорость зацепления

остался без изменений =>

3.2.Проверочный расчёт на контактную выносливость [1, стр. 38]:

, где = 8400 для косозубой передачи

Расчётное напряжение меньше допускаемого в пределах 15-20% => ранее принятые параметры принимаем за окончательные

3.3.Эквивалентные числа зубьев:

шестерни:

колеса:

3.4.Проверочный расчёт на выносливость при изгибе [1, стр. 38]:

, где

KF – коэффициент нагрузки, учитывающий влияние динамических и дополнительных нагрузок, возникающих в закреплении (KF = 1,44),

Ft – окружная сила, определяемая по формуле:

[1, стр. 39]

Yσ – коэффициент, учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев [1, стр. 39]

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений [1, стр. 40]

,

коэффициент, учитывающий наклон зубьев

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

для косозубых передач

Проверка шестерни по условию

Проверка колеса по условию

Условия выполняются


4.Геометрические параметры передачи

4.1.Делительный диаметр [1, стр. 39]

Проверка:

=> - проверка выполняется

4.2.Диаметр вершин зубьев

, где х – смещение (х = 0)

4.3.Диаметр впадин зубьев


5.Силы в зацеплении

Окружная:

Радиальная:

Осевая:

Нормальная:





Параметры зубчатых колёс:


Шестерня

Колесо

Модуль m

1,75

1,75

Число зубьев z

21

119

Угол наклона β

11,5°

11,5°

Направление линии зуба

Правое

Левое

Стандарт на нормальный исходный контур

ГОСТ 13755-81

ГОСТ 13755-81

Коэффициент смещения х

0

0

Степень точности

7

7

Делительный диаметр d

37,5

212,5



Схема сил:

b1=45 мм



d1

d1


FR1


FА1

FА2


1


FR1

Ft1

Ft2

FR2



aω


FR2







d2







d2

2





d1 = 37,5 мм; d2 = 212,5 мм; μl = 0,4

b2=40 мм






Литература


  1. Буланже А.В., Палочкина Н.В., Фадеев В.З. Проектный расчет на прочность цилиндрических и конических зубчатых передач. - М.: МГТУ, 1992.

  2. Детали машин / Под редакцией Ряховского О.А. - М.: МГТУ, 2004.

  3. Иванов М.Н. Детали машин.-М.: Высш. шк., 1991.




Случайные файлы

Файл
64157.rtf
101610.rtf
184229.doc
10440.doc
124391.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.