соосный. Кф мгту им. Н. Э. Баумана М9кф группа тсд. Б51 Консультант

Название	Кф мгту им. Н. Э. Баумана М9кф группа тсд. Б51 Консультант
Дата	26.12.2022
Размер	89.77 Kb.
Формат файла
Имя файла	соосный.docx
Тип	Документы #865385

КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана			М9-КФ
Группа	ТСД.Б-51	Консультант	Сорокина И.И.
Студент	Селютин В.Ю.	Дата

Исходные данные
Параметр	Размерность	Обозначение	Значение
Крутящий момент на тихоходном валу	Нм	Т3	139,15
Частота вращения быстроходного вала	об/мин	n1	920,00
Частота вращения тихоходного вала	об/мин	n3	73,60
Расчетный ресурс	ч	Lh	20000
Вариант термообработки		II
Степень точности по ГОСТ 1643-81		9-С
Типовой режим нагружения		IV

Техническое задание на расчёт передачи

Вариант №11

Рассчитать параметры передач по представленной кинематической схеме редуктора и заданным данным.

Определяем передаточное число

По ГОСТ 25301-95 принимаем

- частота вращения быстроходного вала, об/мин

- частота вращения тихоходного вала, об/мин

№	n_,об/мин	Т, Нм
1	920,00	11,74
2	230,00	45,54
3	73,60	139,15

- К.П.Д. тихоходной и быстроходной ступеней

Выбираем материал для зубчатых колёс

Принимаем материал стали 40Х. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни.

Колесо	Шестерня
Марка стали: 40Х	Марка стали: 40Х
Термообработка: У	Термообработка: ТВЧ
= 235..262	= 48..53
=248,5	=50.5
=790 МПа	=900 МПа
=640 МПа	=750 МПа
=73,60 об/мин	=230 об/мин

Определяем коэффициенты приведения 4-го режима работы

Колесо	Шестерня
K_HE₄= 0,125	K_HE₃= 0,125
K_FE₄= 0,038	K_FE₃= 0,016
K_HG₄= 12,5*10⁶	K_HG₃= 100*10⁶

Число циклов нагружения на изгибную выносливость не зависит от термообработки = 4*10⁶

Определяем суммарное число циклов перемен напряжения

=	= 3,151= 278,2*

- число вхождений колеса в зацепление при 1 обороте

– передаточное число тихоходной ступени

- частота вращения тихоходного вала, об/мин

Эквивалентные числа циклов перемены напряжений

Для расчёта на:	Колесо	Шестерня
Контактную выносливость	N_HE₄=K_HE₄* = 11,04*	N_HE₃=K_HE₃* = 34,8*
Изгибную выносливость	K_FE₄=K_FE₄* =0,038* *	N_FE₃=K_FE₃* 0,016278,2

Эквивалентное число циклов перемены напряжения должно быть не больше числа циклов соответствующих пределу усталости

, то принимаем

N_HE₄=11,04* =12,5*	N_HE₃=34,8* =100*
K_FE₄= =4*	N_FE₃= =4*

Окончательно принимаем N_HE₃=34,8*

Окончательно принимаем N_HE₄=11,04*

Окончательно принимаем N_FE₃=4*

Окончательно принимаем K_FE₄=3,4*

Определяем предельное допускаемое напряжение при действии пиковых нагрузок

[σ]_Hmax₄=2,8* =2,8*640=1792 МПа	[σ]_Hmax₃=40HRC^пов=40*50,5=2020МПа
[σ]_Fmax₄=2,74* =2,74*248,5= 680,89 МПа	[σ]_Fmax₃=1430 МПа

Допускаемое напряжение для расчёта на контактную прочность

На контактную выносливость	На изгибную выносливость
[σ]_H= [ ]_H* [σ]_Hmax	[σ]_F= [ ]_F* [σ]_Fmax
[ ]_H₄= = =515,45 МПа	[ ]_F4=₌
[ ]_H3=₌	[ ]_F3= = = 314,28 МПа
=515,45* 1792 МПа	=255,6* 680,89 МПа
=882.1*	=314,28*
Принимаем: [σ]_H=526,23

Определяем коэффициенты нагрузки

При расчете на контактную выносливость: KH=KHβ*KHυ

При расчете на изгибную выносливость: KF=KFβ*KFυ

KFβ и KFυ – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; KHβ и KHυ – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).

Относительно ширины шестерни

=0,5*Ψ_а(

+1)=0,5*0,3*(3,15+1)=0,6225

Ψ_а= 0,3

=0,6

;

= 1,21*1,05 = 1,27

= 1,16*1,13 = 1,31

Проектный расчёт

мм

По ГОСТ 2185-66 принимаем a = 125 мм

Рабочая ширина венца

b₄= Ψ_а * a = 0,3*125 = 38 мм

b₃= b₄+ (2…4) = 38 + 4 = 42 мм

Модуль передачи

m =

= 0,73 мм (по ГОСТ 9563-60 принимаем m_n= 2 мм)

F_t=

= 1466,6 Н

d₄=

= 189,76

Суммарное число зубьев

Z_∑ = Z₄ + Z₃=

= 125

Число зубьев шестерни и колеса

Z₃ =

= 30

Z₄ =

= 125-30 =95

Окончательное значение передаточного числа

u =

= 3,17

*100 = 0,64%

Проверка зубьев на изгибную выносливость

Коэффициент учитывающий форму зуба колеса

= 3.60

= 90,9 МПа

МПа

условие выполнено

Коэффициент учитывающий форму зуба шестерни

= 3.78

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

= 95,445

МПа

Условие выполнено

Диаметры делительных окружностей

d₃ =

= 60 мм

d₄ =

= 190 мм

Проверка d₁ + d₂ = 60 + 190 = 250 = 2а

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни:

d_a₃ = d₃+ 2m = 60 + 2*2 = 64 мм

d_f₃ = d₃- 2.5m = 60 – 2,5*2 = 55 мм

Колеса:

d_a₄ = d₄+ 2m = 190 + 2*2 = 194 мм

d_f₄ = d₄- 2.5m = 190 – 2,5*2 = 185 мм

Силы, действующие на валы зубчатых колес

Окружная сила

F_t=

= 1464,7 Н

Радиальная сила

F_v= F_t

= 1464,7 *

= 533,2 Н

Расчёт быстроходной ступени

Выбираем материал для зубчатых колёс

Принимаем материал сталь 40Х. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни.

Колесо	Шестерня
Марка стали: 40Х	Марка стали: 40Х
Термообработка: У	Термообработка: ТВЧ
= 235..262	= 48..53
=248,5	=50.5
=790 МПа	=900 МПа
=640 МПа	=750 МПа
=230,00 об/мин	=920,00 об/мин

Определяем коэффициенты приведения 4-го режима работы

Колесо	Шестерня
K_HE2= 0,125	K_HE1= 0,125
K_FE2= 0,038	K_FE1= 0,016
K_HG2= 12,5*10⁶	K_HG1= 100*10⁶

Число циклов нагружения на изгибную выносливость не зависит от термообработки = 4*10⁶

Определяем суммарное число циклов перемены напряжения

=	= 41= 1104*

- число вхождений колеса в зацепление при 1 обороте

– передаточное число быстроходной ступени

- частота вращения тихоходного вала, об/мин

Эквивалентные числа циклов перемены напряжений

Для расчёта на:	Колесо	Шестерня
Контактную выносливость	N_HE₂=K_HE₂* = 34,5*	N_HE₁=K_HE₁* = *
Изгибную выносливость	K_FE₂=K_FE₂* =0,038* *	N_FE₁=K_FE₁* 0,0161104

, то принимаем

N_HE2=34,5* =12,5*	N_HE₁= * =100*
K_FE₂= =4*	N_FE₁= =4*

Окончательно принимаем N_HE₂=12,5*

Окончательно принимаем N_HE₁=100*

Окончательно принимаем N_FE₂=4*

Окончательно принимаем N_FE₁=4*

Определяем предельное допускаемое напряжение при действии пиковых нагрузок

[σ]_Hmax₂=2,8* =2,8*640=1792 МПа	[σ]_Hmax1=40HRC^пов=40*50,5=2020МПа
[σ]_Fmax₂=2,74* =2,74*248,5= 680,89 МПа	[σ]_Fmax1=1430 МПа

Допускаемое напряжение для расчёта на контактную прочность

На контактную выносливость	На изгибную выносливость
[σ]_H= [ ]_H* [σ]_Hmax	[σ]_F= [ ]_F* [σ]_Fmax
[ ]_H₂= = =515,45 МПа	[ ]_F2=₌
[ ]_H1=₌	[ ]_F1= = = 314,28 МПа
=515,45* 1792 МПа	=255,6* 680,89 МПа
=882.1*	=314,28*
Принимаем: [σ]_H=515,45

Определяем коэффициенты нагрузки

Принимаем

=0,5*Ψ_а(

1)=0,5*0,2*(4+1)=0,5

=1,6

;

= 1,21*1,1 = 1,331

= 1,16*1,28 = 1,4848

Проектный расчёт

Так как редуктор соосный межосевое расстояние быстроходной ступени принимаем как у тихоходной a = 125 мм.

Рабочая ширина венца

b₂= Ψ_а * a = 0,2*125 = 25 мм

b₁= b₂+ (2…4) = 25 + 4 = 29 мм

Модуль передачи

m_n =

= 0,4 мм (по ГОСТ 9563-60 принимаем m_n= 2 мм)

F_t=

= 455,4 Н

d₂=

= 200 мм

Суммарное число зубьев

Z_∑ = Z₂ + Z₁=

= 125

Число зубьев шестерни и колеса

Z₁ =

= 25

Z₂ =

= 125-25=100

Окончательное значение передаточного числа

u =

= 4

*100 = 0%

Проверка зубьев на изгибную выносливость

Коэффициент учитывающий форму зуба колеса

= 3.60

= 48,7 МПа

МПа

условие выполнено

Коэффициент учитывающий форму зуба шестерни

= 3,9

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

= 52,8

МПа

Условие выполнено

Диаметры делительных окружностей

d₁ =

= 50 мм

d₂ =

= 200 мм

Проверка d₁ + d₂ = 50 + 200 = 250 = 2а

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни:

d_a₁ = d₁+ 2m = 50 + 2*2 = 54 мм

d_f₁ = d₁- 2.5m = 50 – 2,5*2 = 45 мм

Колеса:

d_a₂ = d₂+ 2m = 200 + 2*2 = 204 мм

d_f₂ = d₂- 2.5m = 200 – 2,5*2 = 195 мм

Силы, действующие на валы зубчатых колес

Окружная сила

F_t=

= 455,4 Н

Радиальная сила

F_v= F_t

= 455,4 *

= 165,8 Н

Список литературы:

Конструирование узлов и деталей машин: учеб. Пособие для студ. высш. учеб. заведений / П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. – 12-е изд., стер. – М. : Издательский центр «Академия», 2009. – 496с.
М.Н. Иванов, В.А. Финогенов Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов.-М.: Высш. шк., 2010,
О.А. Ряховский Детали машин.-М.: Издательство МГТУ им.Н.Э.Баумана, 2007.