Курсовая редуктор двухступенчатый (детали машин). Курсовая редуктор двухступенчатый. Курсовой проект по дисциплине Тема
![]()
|
3 ![]() Исходные данные для расчета: а) частота вращения шестерни n3=266 об/мин; б) частота вращения колеса n4= 95 об/мин; в) передаточное число ступени Uт= 2,8; г) вращающий момент на валу колеса Т4 =363 Н • м. д) расчетный срок службы (ресурс работы) Lh=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: ![]() ![]() Предел контактной выносливости поверхности зубьев σH lim, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение: ![]() ![]() Расчетный коэффициент SН (табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение : SН1= SН2=1,1. Базовое число циклов напряжений NН lim: ![]() ![]() Эквивалентное число циклов напряжений NНE за расчетный срок службы передачи Lh=10000 часов: ![]() ![]() где с1, и с2 -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с1=1; с2 = 1; ![]() Определяем коэффициенты долговечности ZN1 и ZN2. Так как NНE1 > NНlim1, тогда ![]() ![]() Так как NНE2 > NНlim2, тогда ![]() Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости: ![]() ![]() В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σн] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [σн]1 и [σн]2. В нашем примере [σн]= [σн]1=455МПа. 3 ![]() 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 ψba = 0,3...0,5 расчетное значение ψba =0,3 и значение ψbdmax=1,4. Тогда коэффициент ψba (предварительно): ![]() По табл. 1П.12 приложения 1П при НВ1<350 и НВ2 <350 для кривой V (редуктор соосный) принимаем коэффициент КHβ = 1,1. Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент Кα= 495, определим предварительно межосевое расстояние а'w : ![]() По табл. 1П. 13 приложения 1П принимаем ближайшее стандартное значение аw = 180мм. 4. Определение модуля передачи. ![]() 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 Uф от U: ![]() 7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные: ![]() ![]() Проверка: ![]() Примем коэффициент высоты головки зуба ha* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев при высотной модификации: ![]() ![]() ![]() ![]() Ширина венца колеса ![]() Ширина венца шестерни ![]() Уточняем коэффициент ψbd: ![]() П ![]() 8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни ![]() Условие пригодности заготовки шестерни ![]() Где Dпред -см. табл.1П.7 приложения 1П. Для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ Dпред=200 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса Сзаг и толщину заготовки обода Sзаг: ![]() ![]() Наибольшую из величин Сзаг и Sзаг 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 Sпред =125 мм. Условие Сзаг =36< Sпред =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: ![]() 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 ZR =0,9. Коэффициент ZV =1, т.к. υ<5 м/с. Т ![]() ![]() ![]() ![]() Таким образом, уточненные величины [σн]1 и [σн]2 остались такими же , как и при предварительном расчете ввиду того, что произведение ZR ZV оказалось равным 0,9. Следовательно, уточненная величина расчетного допускаемого контактного напряжения [σн] будет такой же, как и при предварительном расчете, т.е. [σн]=455 МПа (см. п. 2). 11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила Ft на делительном цилиндре ![]() При этом для шестерни и колеса: ![]() Радиальная сила Fr: ![]() 12.Определение коэффициента нагрузки Кн. При расчете на сопротивление контактной усталости ![]() Коэффициент КНа = 1 -для прямозубых передач. Коэффициент KHβ 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 ψbd=0,98. При этом коэффициент Kнβ практически не изменился: KHβ=1,01. По табл. 1П.17 приложения 1П коэффициент δН=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 KHV: ![]() Окончательно ![]() ![]() 13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент ZH, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: ZЕ =190 МПа1/2. Коэффициент ZН, 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 ![]() Где bw = b2 =72 мм. Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σн=429 МПа < [σн]=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. ![]() ![]() б) для колеса (т. о. улучшение) ![]() ![]() Эквивалентное число циклов напряжений NFE за расчетный срок службы Lh =10*103 часов: ![]() ![]() где с, и с2 - см. п. 2. На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, определяем коэффициенты долговечности YN1 и YN2. Для шестерни при NFE> NFlim1 принимается YN1 =1. Для колеса при при NFE> NFlim1 принимается YN1 =1. Тогда допускаемое напряжение изгиба: ![]() ![]() 1 ![]() Коэффициент КFа = 1 -для прямозубых передач. Коэффициент KFβ принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П при HB1<350 и HB2<350 при ψbd=0,98 (кривая V): KFβ =1,1. Коэффициент δF ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δF =0,16 . Коэффициент g0= 7,3- см. п.12. Тогда динамическая добавка ![]() Коэффициент KHV: ![]() О ![]() ![]() ![]() 16 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе. Коэффициент YFS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений: ![]() ![]() Тогда расчетное напряжение изгиба σF: ![]() ![]() 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 ![]() ![]() где - ![]() ![]() Определяем для шестерни и колеса ![]() а) для шестерни: ![]() б) для колеса ![]() В качестве расчётной принимаем наименьшую величину ![]() Тогда для рассчитываемой ступени: ![]() 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 ![]() ![]() ![]() Максимальное напряжение изгиба σFmax при кратковременной перегрузке: ![]() ![]() где σF1 =96 МПа и σF1 =97 МПа - см. п. 16. С ![]() ![]() ![]() 4 ![]() Быстроходный вал-шестерня Марка стали - 40 твердость 200 НВ. Определяем диаметры участков валов: ![]() ![]() ![]() ![]() Промежуточный вал Марка стали – 40 твердость 200 НВ. ![]() ![]() ![]() Тихоходный вал Марка стали – 40 твердость 200 НВ. ![]() ![]() ![]() 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: ![]() 350>350>3>350>350>350>350>5>350>350>350>350> |