Курсовая редуктор двухступенчатый (детали машин). Курсовая редуктор двухступенчатый. Курсовой проект по дисциплине Тема

• Название: Курсовой проект по дисциплине Тема
• Анкор: Курсовая редуктор двухступенчатый (детали машин
• Дата: 27.04.2023
• Размер: 2.32 Mb.
• Имя файла: Курсовая редуктор двухступенчатый.docx
• Тип: Курсовой проект; #1094112
• страница: 2 из 3

3 .2 Расчет второй ступени
Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни n₃=266 об/мин;

б) частота вращения колеса n₄= 95 об/мин;

в) передаточное число ступени U_т= 2,8;

г) вращающий момент на валу колеса Т₄ =363 Н • м.

д) расчетный срок службы (ресурс работы) L_h=10000 ч;
Проектный расчет

1.Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки (т.о.) I (см. табл. 1П.6 приложения 1П): т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269...302 НВ; т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235...262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

2.Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

НВ;

НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев σ_{H lim}, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение:

МПа;

МПа;

Расчетный коэффициент S_Н (табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение :

S_Н1= S_Н2=1,1.

Базовое число циклов напряжений N_{Н lim}:

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_НE за расчетный срок службы передачи L_h=10000 часов:

;

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ = 1; =0,5.

Определяем коэффициенты долговечности Z_N1 и Z_N2. Так как N_НE1 > N_Нlim1, тогда

.

Так как N_НE2 > N_Нlim2, тогда

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [σ_н]₁ и [σ_н]_2.

В нашем примере [σ_н]= [σ_н]₁=455МПа.

3 . Определение межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П выберем коэффициент ψ_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ψ_ba. В указанном диапазоне ψ_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.

В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл. 1П.11 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ψ_ba = 0,3...0,5 расчетное значение ψ_ba =0,3 и значение ψ_bdmax=1,4.

Тогда коэффициент ψ_ba (предварительно):



По табл. 1П.12 приложения 1П при НВ₁<350 и НВ2 <350 для кривой V (редуктор соосный) принимаем коэффициент К_Hβ = 1,1.

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_α= 495, определим предварительно межосевое расстояние а'_w :

мм.

По табл. 1П. 13 приложения 1П принимаем ближайшее стандартное значение а_w = 180мм.

4. Определение модуля передачи.

мм

По табл. 1П.14 приложения 1П для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда, примем m =2 мм.

5. Определение чисел зубьев шестерни и колеса. Суммарное число зубьев



Число зубьев шестерни



Принимаем Z₁=47.

Число зубьев колеса

.

6. Определение фактического передаточного числа ступени.



Отклонение U_ф от U:

.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка: мм

Примем коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев при высотной модификации:

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширина венца колеса

мм.

Ширина венца шестерни

мм.

Уточняем коэффициент ψ_bd:



П роверочный расчет

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала

для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни

мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

,

Где D_пред -см. табл.1П.7 приложения 1П. Для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ D_пред=200 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заг и толщину заготовки обода S_заг:

мм;

мм.

Наибольшую из величин С_заг и S_заг сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 40Х) по табл. 1П.7 приложения 1П при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ с S_пред =125 мм. Условие С_заг =36< S_пред =125 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х

9. Определение степени точности передачи. Окружная скорость υ (м/с)

шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П, исходя из υ =1.3 м/с для прямозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости. На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, принимаем параметр шероховатости Rа = 3,2 мкм и коэффициент Z_R =0,9. Коэффициент Z_V =1, т.к. υ<5 м/с.

Т огда по формуле:

МПа;

МПа;

Таким образом, уточненные величины [σ_н]₁ и [σ_н]₂ остались такими же , как и при предварительном расчете ввиду того, что произведение Z_R Z_V оказалось равным 0,9.

Следовательно, уточненная величина расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] будет такой же, как и при предварительном расчете, т.е. [σ_н]=455 МПа (см. п. 2).

11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила F_t на делительном цилиндре

Н

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальная сила F_r:

Н.

12.Определение коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости



Коэффициент К_На = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Hβ уточняем по той же кривой V при HB₁<350 и HB₂<350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П), что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины ψ_bd=0,98. При этом коэффициент K_нβ практически не изменился: K_Hβ=1,01.

По табл. 1П.17 приложения 1П коэффициент δ_Н=0,06 при HB₁<350 и HB₂<350 .

По табл. 1П.18 приложения 1П коэффициент g₀= 7,3 (при m=2 мм и 9-й степени точности).

Тогда динамическая добавка



Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е =190 МПа^1/2.

Коэффициент Z_Н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения.

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи при­ближенно можно определить по формуле



Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи .

Расчетное значение контактного напряжения

МПа

Где b_w = b₂ =72 мм.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σ_н=429 МПа < [σ_н]=455 МПа.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П принимаем:

а) для шестерни (т. о. улучшение + закалка ТВЧ), при m<3 мм.

МПа; ;

б) для колеса (т. о. улучшение)

МПа, (см. п.2),

Эквивалентное число циклов напряжений N_FE за расчетный срок службы L_h =10*10³ часов:

;

;

где с, и с₂ - см. п. 2.

На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, определяем коэффициенты долговечности Y_N1 и Y_N2.

Для шестерни при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Для колеса при при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

МПа;

МПа.

1 5. Определение коэффициента нагрузки К_F. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:


Коэффициент К_Fа = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Fβ принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 при ψ_bd=0,98 (кривая V): K_Fβ =1,1.

Коэффициент δ_F ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δ_F =0,16 .

Коэффициент g₀= 7,3- см. п.12.

Тогда динамическая добавка



Коэффициент K_HV:

.

О кончательно

.

16 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

.

Тогда расчетное напряжение изгиба σ_F:

МПа;

МПа.

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:





Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое контактное напряжение :

МПа;

где - - максимальное контактное напряжение, - кратковременная перегрузка.

Определяем для шестерни и колеса согласно таблице 1П.9 приложения 1П.:

а) для шестерни: МПа.

б) для колеса МПа.

В качестве расчётной принимаем наименьшую величину МПа.

Тогда для рассчитываемой ступени:

МПа.

18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое напряжение изгиба

^:

Мпа;

Мпа,

Максимальное напряжение изгиба σ_Fmax при кратковременной перегрузке:

МПа,

МПа,

где σ_F1 =96 МПа и σ_F1 =97 МПа - см. п. 16.

С татическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия:




4 . Ориентировочный расчет с разработкой конструкции валов
Быстроходный вал-шестерня

Марка стали - 40 твердость 200 НВ.

Определяем диаметры участков валов:

,

мм, принимаем d=24 мм.

мм, принимаем d_п=30 мм.

мм, принимаем d_бп=38 мм.

Промежуточный вал

Марка стали – 40 твердость 200 НВ.

мм, принимаем d=38 мм.

мм, принимаем d_п=35 мм.

мм, принимаем d_бк=44 мм.

Тихоходный вал

Марка стали – 40 твердость 200 НВ.

мм, принимаем d=38 мм.

мм, принимаем d_п=45 мм.

мм, принимаем d_бп=52 мм.

После компоновки редуктора измеряем длины участков валов:

Быстроходный вал-шестерня: l₁=53 мм , l₂=43 мм, l₃=148 мм, l₄=43 мм.

Промежуточный вал: l₁=44 мм ,l₂=74 мм , l₃=74 мм, l₄=44 мм.

Тихоходный вал: l₁=48 мм ,l₂=118 мм , l₃=64 мм.

Нагрузка от муфты на быстрох. вал: