Курсавая о дукторе. Святая курсавая. московский политехнический университет

• Название: московский политехнический университет
• Анкор: Курсавая о дукторе
• Дата: 15.04.2023
• Размер: 0.7 Mb.
• Имя файла: Святая курсавая.docx
• Тип: Курсовой проект; #1063787
• страница: 2 из 7

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ235÷262 [1c.53],

колесо: термообработка - нормализация - НВ179÷207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193
Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = K_HL[σ]_H0,
где K_HL - коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55], = 573ωL_h = 573·5,86·25,0·10³ = 8,39·10⁷.
Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[σ]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[σ]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[σ]_H = 0,45([σ]_H1 +[σ]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0,
где K_FL - коэффициент долговечности
Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[σ]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[σ]_F2 = 1·199 = 199 МПа.
Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	НВср	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	780	335	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	560	260	414	199

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние

,
где К_а = 43,0 - для косозубых передач [1c.58],

ψ_ba = 0,40 - коэффициент ширины колеса,

К_Нβ = 1,0 - для прирабатывающихся колес.
а_w = 43,0(5,0+1)[337,9·10³·1,0/(417²·5,0²·0,40)]^1/3 = 168 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 180 мм.

Модуль зацепления
m > 2K_mT₂/(d₂b₂[σ]_F),
где K_m = 5,8 - для косозубых колес,

d₂ - делительный диаметр колеса,
d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·180·5,0/(5,0 +1) = 300 мм,
b₂ - ширина колеса
b₂ = ψ_baa_w = 0,40·180 = 72 мм.

m > 2·5,8·508,6·10³/300·72·199 = 1,37 мм,
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Угол наклона зуба
β_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2/72) = 5,58°
Принимаем β = 8°

Суммарное число зубьев:
z_c = 2a_wcosβ/m_c = 2·180cos8°/2,0 = 178




Число зубьев шестерни:
z₁ = z_c/(u+1) = 178/(5,0 +1) = 30
Число зубьев колеса:
z₂ = z_c-z₁ = 178 - 30 =148;
уточняем передаточное отношение:
u = z₂/z₁ =148/30 = 4,93,
Отклонение фактического значения от номинального

(5,0 - 4,93)100/5,0 = 1,4% меньше допустимого 4%

Действительное значение угла наклона:
cos = z_cm/2a_W = 1782/2180 = 0,9889   = 8,55°.
Фактическое межосевое расстояние:
a_w = (z₁+z₂)m/2cosβ = (148+30)·2,0/2cos 8,55° = 180 мм.
делительные диаметры
d₁ = mz₁/cosβ = 2,0·30/0,9889= 60,67 мм,

d₂ = 2,0·148/0,9889= 299,33 мм,
диаметры выступов
d_a1 = d₁+2m = 60,67+2·2,0 = 64,67 мм

d_a2 = 299,33+2·2,0 = 303,33 мм
диаметры впадин
d_f1 = d₁ - 2,4m = 60,67 - 2,5·2,0 = 55,67 мм

d_f2 = 299,33 - 2,5·2,0 = 294,33 мм
ширина колеса
b₂ = _baa_w = 0,40·180 = 72 мм
ширина шестерни
b₁ = b₂ + (3÷5) = 72+(3÷5) = 76 мм
Окружная скорость
v = ω₂d₂/2000 = 5,86·299,33/2000 = 0,9 м/с
Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

окружная
F_t = 2T₁/d₁ = 2·70·10³/60,67 = 3481 H
радиальная
F_r = F_ttg/cosβ = 3481tg20º/0,9889=1281 H
осевая сила:




F_a = F_ttg = 3481tg 8,55° = 523 Н.
Проверка межосевого расстояния
а_w = (d₁+d₂)/2 = (60,67+299,33)/2 = 180 мм
Проверка пригодности заготовок
D_заг = d_a1+6 = 64,67+6 = 70,67 мм
Условие D_заг < D_пред = 125 мм выполняется

Для колеса размеры заготовки не лимитируются

Расчетное контактное напряжение
,
где К = 376 - для косозубых колес [1c.61],

К_Нα = 1,06 - для косозубых колес,

К_Нβ = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,01 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
σ_H = 376[3481(5,0+1)1,06·1,0·1,01/(299,33·72)]^1/2 = 383 МПа.
Недогрузка (417 - 404)100/417 = 8,2% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба
σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/(mb₂),
где Y_F2 - коэффициент формы зуба,




Y_β = 1 - β/140 = 1 - 8,55/140 = 0,939,
K_Fα = 0,91 - для косозубых колес,

K_Fβ = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,03 - коэффициент динамической нагрузки

Коэффициент формы зуба:
при z₁ = 30 → z_v1 = z₁/(cosβ)³ = 30/0,9889³ = 31 → Y_F1 = 3,79,

при z₂ =148 → z_v2 = z₂/(cosβ)³ =148/0,9889³ = 153 → Y_F2 = 3,61.

σ_F2 = 3,61·0,939·3481·0,91·1,0·1,03/2,0·72 = 76,8 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2Y_F1/Y_F2 = 76,8·3,79/3,61 = 80,6 МПа < [σ]_F1.
Так как расчетные напряжения σ_H < [σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.