МГТУ им. Н.Э. Баумана. Каф. РК-3.





Домашнее задание №2

«РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ»



Студент: Денищук Д.В.

Группа: СМ9-52.



Преподаватель: Красавин С.И.

Дата предъявления:



Дата зачета:

Подпись преподавателя:



- 2007







1. Производственные характеристики передачи.

1.1. Передаточное отношение:

, 

1.2. Определение частот вращения для тихоходной ступени:

Частота шестерни:

Частота колеса:

1.3. Расчет вращающих моментов:

 – вращающий момент на шестерне

 =0,98– КПД передачи.

Вращающий момент на колесе:

2. Материалы и ТО шестерни и колеса:

2.1. Шестерня.

Материал – 40Х.

Термическая обработка: улучшение до твердости 

Предел прочности , предел текучести .


2.2. Колесо.

Материал – 40Х.

Термическая обработка: улучшение до твердости 

Предел прочности , предел текучести .

3. Допускаемые напряжения.

3.1. Допускаемые контактные напряжения.

Шестерня:

 – предел контактной выносливости шестерни.

 – коэффициент долговечности шестерни.

 – коэффициент запаса прочности.

Для данной обработки:

Абсцисса точки перелома кривой усталости:

Число циклов перемен напряжений в зубе за весь срок службы передачи:

 – число вхождений в зацепление зуба расчетной шестерни за один оборот.

 – расчетный ресурс передачи.

Эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений за весь срок службы.

 – коэффициент приведения заданной переменной нагрузки к постоянной нагрузке, эквивалентной по усталостному воздействию. Для V типового режима нагружения: .

Коэффициент долговечности:

т.к , то 

Значение удовлетворяет условию 

 – для зубьев, имеющих однородную структуру.

где - для зубчатых колес с однородной структурой,

.

Тогда допускаемое контактное напряжение:


Колесо:

 – предел контактной выносливости колеса.

 – коэффициент долговечности колеса.

 – коэффициент запаса прочности.

Для данной обработки:

Абсцисса точки перелома кривой усталости:

Число циклов перемен напряжений в зубе за весь срок службы передачи:

 – число вхождений в зацепление зуба расчетного колеса за один оборот.

 – расчетный ресурс передачи.

Эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений за весь срок службы.

 – коэффициент приведения заданной переменной нагрузки к постоянной нагрузке, эквивалентной по усталостному воздействию. Для V типового режима нагружения: .

Коэффициент долговечности:

т.к , то 

Значение удовлетворяет условию 

 – для зубьев, имеющих однородную структуру.

Тогда допускаемое контактное напряжение:


Тогда расчетная величина допускаемых контактных напряжений для цилиндрических передач с косыми зубьями при

:


Величина  должна удовлетворять следующим условиям:

.


3.2. Допускаемые напряжения изгиба.

Шестерня:

 – предел изгибной выносливости материала шестерни.

Примем  для стали 40X при улучшении.

 – коэффициент долговечности.

 – коэффициент запаса прочности.



=, где

-коэффициент запаса прочности,

=1,7.

 показатель степени кривой усталости. Для ТО - улучшение принимаем 

 – абсцисса точки перелома кривой усталости при изгибе (не зависит от вида колес и упрочнения).

 – эквивалентное число циклов перемен напряжений изгиба в зубе рассчитываемой шестерни за весь срок службы.

 – коэффициент приведения заданной переменной нагрузки на изгиб к постоянной нагрузке. Для V типового режима нагружения: .

 должна удовлетворять условиям: .

Где  при улучшении.

Следовательно, принимаем 


Колесо:

 – предел изгибной выносливости материала колеса.

Примем  для стали 40X при улучшении.

 – коэффициент долговечности.

 =1– коэффициент, учитывающий двухсторонний характер положения нагрузки.

 =2,04– коэффициент запаса прочности.

 показатель степени кривой усталости. Для ТО - улучшение принимаем 

 – абсцисса точки перелома кривой усталости при изгибе (не зависит от вида колес и упрочнения).

 – эквивалентное число циклов перемен напряжений изгиба в зубе рассчитываемого колеса за весь срок службы.

 – коэффициент приведения заданной переменной нагрузки на изгиб к постоянной нагрузке. Для V типового режима нагружения: .

 удовлетворяет условию: .

Где  при улучшении.


3.3. Максимальные (предельные) допускаемые напряжения:


Максимальное допускаемое контактное напряжение:

Шестерня:

Колесо:

Лимитируется меньшей величиной.



Максимальные допускаемые напряжения изгиба:


Шестерня:

 – коэффициент учитывающий частоту приложения нагрузки.

 – коэффициент запаса прочности при перегрузках. Примем .


Колесо:

Примем .


3. Расчет основных параметров.


3.1. Вращающие моменты.


Вращающий момент на колесе:

Вращающий момент на шестерне:


3.2. Предварительная величина межосевого расстояния:

 – передаточное число передачи.

 – числовой коэффициент, зависящий от отношения твердостей зубьев шестерни и колеса. Для , примем 

В формуле «+» для внешнего зацепления, «-» для внутреннего.


3.3. Коэффициент расчетной нагрузки.

 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между одновременно зацепляющимися зубьями.

 – коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

 – коэффициент, учитывающий внутренние динамические нагрузки в зацеплении.

 – степень точности зацепления.

 – при .

Коэффициент ширины зубчатого венца  – для несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор их валов, и при высокой точности поверхности зубьев.

Коэффициент ширины зубчатого венца 

Тогда .

Для определения  необходимо оценить величину окружной скорости:

Для заданной седьмой степени точности при соотношении твердостей шестерни и колеса типа Б из знаменателя методом линейной интерполяции вычисляем:


3.4. Потребная величина межосевого расстояния.

Определяется условием сопротивления зубьев контактной усталости:

 – для косозубых передач.

Округляем до стандартной величины .


3.5. Ширина зубчатого венца колеса.


3.6. Ширина зубчатого венца шестерни.


3.7. Нормальный модуль зубчатых колес.

Коэффициент ширины зубчатого венца при :

Для  величина модуля может находиться в пределах:

Минимальный потребный модуль из условия прочности зуба колеса на изгиб:

 – для косозубых передач.

На данном этапе принимают, что 

Максимальный допустимый модуль по условию отсутствия подрезания зубьев у их основания:

Удовлетворяя двум полученным диапазонам, назначаем стандартную величину модуля:


3.8. Числа зубьев шестерни и колеса.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Для косозубых передач:

Округляем  в меньшую сторону: 

Уточним величину наклона зуба:

При этом .

Число зубьев шестерни:

Для косозубых передач:

Назначаем 

Тогда 


3.9. Передаточное число передачи.

4

Отклонение передаточного числа от заданной величины:


3.10. Уточнение величины коэффициента нагрузки - .

Фактическая окружная скорость в зацеплении:

Предварительно было .

 – не измениться, а следовательно и коэффициент нагрузки тоже не измениться – .


3.11. Проверочный расчет зубьев на сопротивление контактной усталости.

В связи с наличием отклонения фактического передаточного отношения от заданного необходимо уточнить величину вращающего момента на шестерне:

Контактные напряжения в зацеплении:

 для косозубых передач.

Условие прочности выполняется.

Отклонение расчетного напряжения от допускаемого напряжения составляет:


3.12. Проверочный расчет зубьев на сопротивление изгибной усталости.

Коэффициент расчетной нагрузки:

Коэффициент ширины зубчатого венца 

Тогда 

Аналогично  определяем 

Окружная сила в зацеплении:





Приведенные числа зубьев:

Шестерни:

Колеса:

Тогда, принимая, что коэффициент смещения инструмента , находим:  и .

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Коэффициент, учитывающий торцевое перекрытие.

 – для косозубых передач.

Тогда напряжения изгиба в зубьях:

Шестерни:

Колеса:

Условия прочности для зубьев шестерни и колеса выполняются.


3.13. Геометрические размеры передачи.

Делительные диаметры:

Шестерня:



Колесо:


Диаметры вершин зубьев:

Шестерня:

 – коэффициент смещения инструмента при изготовлении зубьев.

Колесо:


Диаметры впадин зубьев:

Шестерня:

Колесо:


3.13. Расчет сил в зацеплении.

Схема сил, действующих в зацеплении:




Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Нормальная сила:


3.14. Расчет перегрузочной способности передачи.

Перегрузочная способность по контактным напряжениям:

Перегрузочная способность по напряжениям изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

Вывод: рассчитанная передача может выдерживать кратковременную нагрузку, превышающую номинальную в 5,446 раза.









Список литературы.


  1. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, В.З. Фадеев. Проектировочный расчет на прочность цилиндрических и конических зубчатых передач. Издательство МГТУ 1992г.


Случайные файлы

Файл
128831.rtf
131524.rtf
28916.rtf
158054.rtf
97354.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.