АгасянРК 17-МБ-ЭТ1 КП ДМиОК. Реферат Курсовой проект 55 с, 10 рис, 11 табл, 4 источника, иллюстративная часть 1 лист формата А, 1 лист формата Аи лист формата А.
 Скачать 2.69 Mb.
|
|
2.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для второй (тихоходной) зубчатой пары В таблице 4 представлены данные, необходимые для выбора материалов и определения допускаемых напряжений первой зубчатой пары. Таблица 4- Исходные данные для быстроходной передачи Наименование параметра, размерность Обозначение, численное значение, указание Схема передачи Согласно техническому заданию Номинальная частота вращения ведущей шестерни, мин 306,65мин -1 по данным кинематического расчета Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 16 Продолжение таблицы 4 Номинальная частота вращения ведомого колеса, мин мин -1 по данным кинематического расчета Циклограмма или типовой режим нагружения передачи 1 Срок службы (ресурс) передачи, лет 4 Режим работы (продолжительность включения) ПВ = 1 Расчет допускаемых напряжений для второй зубчатой пары при термической обработке улучшение приведен в таблице 5. Таблица 5 – Расчет допускаемых напряжений для второй зубчатой пары при термической обработке улучшение. Наименование, указание Обозначение, формула, вычисление, величины Шестерня Колесо 1. Вариант материала и термической обработки зубьев (по таблице 1) 1 1 2. Марка стали 45 40 3. Термическая или хи- мико-термическая обработка зубьев Улучшение Улучшение 4. Предполагаемый размер заготовки не более, мм 60 60 5. Способ получения заготовки Прокат круглый Поковка 6. Механические характеристики материалов твердость сердцевины, твердость поверхности зуба, предел текучести т, Мпа 241…285 НВ 241…285 НВ 580 192…228 НВ 192…228 НВ 400 7. Наиболее вероятная твердость сердцевины НВ 3С = 241+285 = 263 2 НВ 4С = 192…228 = 210 2 8. Наиболее вероятная средняя) твердость поверхности НВ 3П = НВ 2С = 263 НВ 4П = НВ 2С = 210 9. Предел контактной выносливости материала, Мпа o ° = 2 ∙ HRC э3п + K S IN 3 +70=2∙59,5+70=596 o ° = 2 ∙ HRC э4п + K S IN 4 +70=2∙59,5+70=490 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 17 Продолжение таблицы 5 10. Базовое число циклов нагружения при расчете по контактным напряжениям приближенное значение принимают поданным рисунка (НВ 3П ) 2,4 = = 30 ∙ 263 2,4 = = 19,3 ∙ 10 6 N KG4 = 30 ∙ (НВ 4П ) 2,4 = = 30 ∙ 210 2,4 = 11,2 ∙ 10 6 11. Суммарное машинное время работы (ресурс) передачи, часов t Ʃ = L ∙ 365 ∙ К год ∙ 24 ∙ К сут ∙ ПВ = 4 ∙ 365 ∙ 0,67 ∙ ∙ 24 ∙ 0,67 ∙ 1 =15729 Где L=4 года К год =0,67; К сут = 16 =0,67; ПВ=1 24 12. Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи К = 60 ∙ t Ʃ ∙ n 3 ∙ C B3 = 60 ∙ 15729 ∙ 306,65 ∙ 1= = 28,9 ∙ 10 К = 60 ∙ t Ʃ ∙ n 4 ∙ C B4 = 60 ∙ 15729 ∙ 109,41 ∙ 1= = 10,3 ∙ 10 где n 3 и n 4 - поданным таблицы 2.1, СВ = СВ = 1 13. Коэффициент эквивалентности при расчете по контактным напряжениям определяют с учетом циклограммы нагружения или при заданном типовом режиме нагружения T i 3 t i Н = ( T ) ∙ t = ( K Ʃ 3 + (0,3 T H ) ∙ 0,2 t Ʃ = T H t Ʃ T K 3 t Ʃ T K 3 T ) ∙ 0,3 t + (0,7 T ) K Ʃ K 0,485 ∙ 0,5 t Ʃ t Ʃ + 14. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям N KE3 = µ K ∙ N K3 = = 0,485 ∙ 28,9 = = 14 ∙ 10 7 N KE4 = µ K ∙ N K4 = = 0,485 ∙ 10,3 = = 5 ∙ 10 7 15. Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по контактным Напряжениям Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений N HE3 и N HE4 больше соответствующих базовых значений N HG3 и N HG4 , что указывает на работу материалов в зоне длительного предела выносливости, поэтому 20 N HG3 20 19,3∙10 6 Z N3 = J N = J 14∙10 7 = 0,91 HE3 20 N HG4 20 11,2∙10 6 Z N4 = J N = J 5∙10 7 = 0,93 HE4 16. Коэффициенты запаса прочности при расчете по контактным напряжениям При вероятности неразрушения P (t) =0,98 имеем S H3 =1,1 S H4 =1,1 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 18 Продолжение таблицы 5 17. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев, Мпа [o ] = o ° ∙ Z N3 = K3 K S IN 3 S H3 = 596 ∙ 0,91 = 493,1 1,1 [o ] = o ° ∙ Z N4 = K4 K S IN 4 S H4 = 490 ∙ 0,93 = 414,3 1,1 18. Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа С учетом указаний для первого варианта термической обработки шестерни и колеса принимаем [o K ] = 414,3 19. Максимальное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, Мпа [o K3 NA s ] = 2,8 ∙ o T = = 2,8 ∙ 580 = 1624 [o K4 NA s ] = 2,8 ∙ o T = = 2,8 ∙ 400 = 1120 20. Предел изгибной выносливости материалов, МПа o ° = 1,8 ∙ НВ 1С =1,8 ∙ F S IN 3 ∙ 263 = 473,4 o ° = 1,8 ∙ НВ 1С =1,8 ∙ F S IN 4 ∙ 210 = 378 21. Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки Y Z3 =0,9 Y Z4 =1.0 22. Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную прочность При окончательной механической обработке зубьев шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем Y R3 =Y R4 =1.2 23. Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки Поскольку передача нереверсивная, принимаем Y A =1.0 24. Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба, при q=6 T i q t i T K 6 t Ʃ T K 6 t Ʃ µ F = ( T ) ∙ t = ( T ) ∙ 0,3 t + (0,7 T ) ∙ 0,5 t + K Ʃ K Ʃ K Ʃ 6 + (0,3 T H ) ∙ 0,2 t Ʃ =0,3559 T H t Ʃ 25. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба N FE3 = µ F ∙ N K3 = 0,3559 ∙ 28,9 ∙ 10 7 = 10,3 ∙ 10 7 N FE4 = µ F ∙ N K4 = 0,3559 ∙ 10,3 ∙ 10 7 = 3,7 ∙ 10 7 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 19 Продолжение таблицы 5 26. Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба Поскольку N FE3 > N FG =4*10 6 и N FE4 > N FG , тов последующих расчетах с учетом ограничений принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, те. Y N3 =Y N4 =Y N min =1 27. Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба выбирают в зависимости от обработки При вероятности неразрушения P (t) =0,98 имеем S F3 =1,75 S F4 =1,75 28. Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость, МПа [o ] = o ° ∙ Y ∙ Y ∙ Y ∙ F N3 = F3 F S IN 3 Z3 R3 Æ S F3 = 473,4 ∙ 0,9 ∙ 1,2 ∙ 1,0 ∙ 1 ≈ 292,2 1,75 [o ] = o ° ∙ Y ∙ Y ∙ Y ∙ F N4 = F4 F S IN 4 Z4 R4 Æ S F4 = 378 ∙ 1,0 ∙ 1,2 ∙ 1,0 ∙ 1 ≈ 259,2 1,75 29. Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках, МПа [o F3 NA s ] = 2,74 ∙ НВ 3С =2,74 ∙263 = 720,6 [o F4 NA s ] = 2,74 ∙ НВ 4С =2,74 ∙210 = 575,4 Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа [o K ] = 414,3 Допускаемые напряжения при расчете на выносливость, МПа [o F3 ] = 292,2 [o F4 ] = 259,2 Максимальные контактные напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, Мпа [o K3 NA s ] = 1624 [o K4 NA s ] = 1120 Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности при кратковременных перегрузках, МПа [o F3 NA s ] = 720,6 [o F4 NA s ] = 575,4 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 20 w K K w 3 Проектный расчет механизма 3.1 Проектный расчет быстроходной передачи Данные, необходимые для проектного расчета быстроходной передачи представлены в таблице 6. Таблица 6 – Данные, необходимые для расчета быстроходной передачи Наименование параметра, размерность Обозначение, численное значение, указание Номинальный вращающий момент на ведомом валу (колесе) проектируемой передачи, Нм T 3 = 172,54 Номинальная частота вращения ведущего вала проектируемой передачи, мин = 965 Передаточное число проектируемой передачи U 1 = 3,15 Расчётное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой пары, МПа [ H ] = 405,4 Коэффициент ширины зубчатого венца а 0,25 Коэффициент пиковой нагрузки К П = 2,2 Предварительное значение межосевого расстояния a ∗ передачи из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев a ∗ = (U +1)∙ 3 ( 282 ) 2 ∙ T 3 ∙K ∗ ; (9) w 1 J U 1 ∙[o H ] H y∙ƒ ba где K ∗ – предварительное значение коэффициента нагрузки – для быстроходной передачи K ∗ = (1,3…1,45)∙K A ; где K A =1,5; тогда K ∗ =(1,3…1,45)∙1,5=1,95…2,175; примем K ∗ = 2; K K [ H ] = 405,4 МПа – расчетное допускаемое напряжение для материалов зубчатой пары. a ∗ = (3,15+1) ∙ 3 ( 282 ) 2 ∙ 172,54∙10 3 ∙2 = 168,8 мм. w J 3,15∙405,4 1∙0,25 Расчётную величину межосевого расстояния a ∗ округляем до ближайшего стандартного значения, откуда следует, что a w = 180 мм. Назначаем нормальный модуль зацепления m. При твёрдости зубьев колеса и шестерни больше 40HRC принимаем m = (0,01…0,02)∙ a w ; (10) m = (0,01…0,02) ∙ 180 = 1,8…3,6. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 21 Ʃ 2 Принятое значение нормального модуля должно быть согласовано со стандартным рядом, откуда следует m = 2. Задамся предварительным значением угла наклона линии зубьев Для косозубой цилиндрической передачи þ ∗ = 8°…22°, примем þ ∗ = 20°. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса по зависимости Z ∗ = 2∙a w ∙coc þ ∗ ; (11) Ʃ N Z ∗ = 2 ∙ 180 cos(20°) = 169,1 . Ʃ 2 Расчётное значение Z ∗ округляем до целого Z Ʃ = 170. С учётом стандартных значений нормального модуля зацепления m, ме- жосевого расстояния a w и принятого числа зубьев Z Ʃ находим действительный угол наклона линии зубьев β на делительном цилиндре β = arccos( Z Ʃ ∙ N ); (12) 2∙a w 170 ∙ 2 β = arccos( 2 ∙ ) = 19,18814° . 180 Определяем ширину b 2 и b 1 зубчатого колеса и шестерни b 2 = ψ ba ∙ a w = 0,25∙180 = 45 мм b 1 = 1,12∙ b 2 = 1,12∙45 = 50,4 мм. Расчётные значения b 2 и b 1 округляем до нормальных линейных размеров по ГОСТ 663-69, тогда b 2 = 45 мм и b 1 = 50 мм. Находим коэффициент осевого перекрытия s þ = b 2 sin m > ε β min ; (13) s þ = 50 ∙ sin(19,18814°) 2 ∙ 3,14 = 3,14 > 1,12 . Вычисляем числа зубьев шестерни z 1 и колеса z 2 : Z ∗ = Z Ʃ = 170 = 41; 1 U 1 +1 3,15+1 Z ∗ = Z Ʃ − Z 1 =170-41 = 129. Расчётные значения Z ∗ и Z ∗ округляют до целых чисел Z 1 =41 и Z 2 =129. 1 2 Фактическое передаточное число передачи ф Z 2 = 129 = 3,146. Z 1 41 Отклонение фактического передаточного числа от заданного AU = ф ∙ 100 =≤ [AU]; (14) U 1 3,15 − 3,146 AU = 3,15 ∙ 100 = 0,13 % ≤ ±4% . Основные геометрические размеры зубчатой передачи. Делительные диаметры d = N ∙ Z 1 = 2∙41 = 87 мм 1 coc þ coc 19,18814° d = N ∙ Z 2 = 2∙129 = 273 мм. 2 coc þ coc 19,18814° Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 22 α α Проверка a = d 1 + d 2 = 87+273 = 180 мм, 2 2 Окружная скорость в зацеплении, мс V= n∙d 1 ∙n 2 ; (15) 6∙10 4 3,14 ∙ 87 ∙ 965 V = 6 ∙ 10 4 = 4,39 . Степень точности по ГОСТ 1643-81 девятая. Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчёте по контактным напряжениям K H = K A ∙K HV ∙K Hβ ∙K Hα ; (16) где K HV – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче при расчёте на прочность активных поверхностей зубьев, его находят с учётом назначенной степени точности передачи, окружной скорости в зацеплении и твёрдости рабочих поверхностей зубьев K HV = 1 + ,0,02 ∙ V = 1 + 0,014 ∙ 4,39 = 1,0878; K Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчёте на прочность их активных поверхностей, определяется в зависимости от расположения зубчатых колёс проектируемой передачи относительно опор, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширине колеса K Hβ = 1 + 0,33 ∙ ψ bd ; где ψ bd – относительная ширина колеса ∙ 0,5188 = 1,1; K Hα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на прочность их активных поверхностей K Hα = 1,10 + 0,008 ∙ V = 1,10 + 0,008 ∙ 4,39 = 1,08512; K H = 1,5 ∙ 1,0878 ∙ 1,1 ∙ 1,0,812 = 1,99. Коэффициент м, учитывающий механические свойства сопряжённых зубчатых колёс, принимают в зависимости от материалов. Для стальных зубчатых колёс м = 190 Н 0,5 /мм. Коэффициент Н = 2,39, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяем по в зависимости от коэффициента смещения Х исходного контура и угла наклона β линии зубьев надели- тельном цилиндре. Для некоррегированных зубчатых передач Х = 0. Коэффициент Z ε , учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев, находим с учетом значений коэффициентов торцевого аи осевого перекрытия. Для некоррегированных передач s ≈ [1,88 - 3,2∙( 1 Z 1 + 1 )]∙cosβ; (17) Z 2 s ≈ [1,88-3,2∙( 1 41 + 1 129 )]∙cos 19,18814 ° = 1,86 . Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 23 Принимаем Z ε = 0,77 . Действительное контактное напряжение на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи o = Z ∙ Z ∙ Z ∙ J F t ∙K H ∙ ф) ; (18) K M K s b 2 ∙d 1 ф где, F t1 , F t2 – окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н 3 F t1 = F t2 = 2∙T 3 d 2 ∙y = 2∙172,54∙10 2731∙1 = 1579; o = 190 ∙ 2,39 ∙ 0,77 ∙ J 1579∙1,99 ∙ 3146+1 = 359,6 МПа. K 45∙87 3,146 Отклонение действительного контактного напряжения H мого [ H ]: от допускае- Ao = [o H ]–o H ∙ 100 = 405,4–359,6 ∙ 100 = 11,3 % . K [o H ] 405,4 При перегрузке отклонение действительного контактного напряжения должно быть не более 5%, при недогрузке не более 15%. В нашем случае недогрузка 10,1 %, что соответствует норме. Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки o K NAS = o K ∙ п ≤ 2380 МПа (19) o K NAS = 359,6 ∙ √2,2=533,4 ≤ 1120 МПа . где K n 2,2 - коэффициент пиковой нагрузки, задан техническим заданием. Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе К = K FV ∙ K Æ ∙ K Fþ ∙ K Fα ; где K FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Числовое значение находим по зависимости K FV = 1 + 0,038 ∙ V = 1 + 0,038 ∙ 4,39 = 1,16682; K Fþ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность зубьев при изгибе K Fþ = 1 + 0,31 ∙ ƒ bd = 1 + 0,31 ∙ 0,51875 = 1,19; K Fα = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность. K F = 1,16682 ∙ 1,5 ∙ 1,19 ∙ 0,91 = 1,9. Проверяем усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба F1 ив опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями o = F t ∙K F ∙F FC1 ∙F þ ≤ [o ]; (20) F1 b 1 ∙ N ∙s α F2 o = F t ∙K F ∙F FC2 ∙F þ ≤ [o ]; (21) F2 b 2 ∙ N ∙s α F2 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 24 где Y FS1 и Y FS2 – коэффициенты, учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения Y FS1 и Y FS2 находим с учетом величины коэффициента смещения X исходного контура и эквивалентных чисел зубьев Z V1 и Z V2 : Z V1 Z V2 = Z 1 coc 3 þ = Z 2 coc 3 þ = 41 coc 3 19,18814° = 129 coc 3 19,18814° = 48,7 ≈ 49; = 153,1 ≈ 153. Тогда Y FS1 = 3,67 и Y FS2 = 3,59 . Коэффициент Y β , учитывающий наклон зубьев Y þ = 1 − s þ ∙ þ 120° ≥ 0,7; (22) Y þ = 1 − 3,14 19,18814° 120° = 0,5 . Тогда допускаемы напряжения o F1 o F1 = 1579∙1,9∙3,67∙0,7 = 45,9 ≤ 292,2 МПа 50∙2∙1,68 = 1579∙1,9∙3,59∙0,7 = 99,3 ≤ 259,2 МПа. 45∙2∙1,68 Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки o F1 NA s = o F1 ∙ П ≤ [o F1 NA s ]; (23) o F2 NA s = o F2 ∙ П ≤ [o F2 NA s ]; (24) o F1 NA s = 45,9 ∙ 2,2 = МПа ≤ 720,6 МПа o F2 NA s = 99,3 ∙ 2,2 = 404,08 = 218 МПа ≤ 574,4 МПа . Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса d a1 = d 1 + 2 ∙ N = 87 + 2 ∙ 2 = 91 мм d a2 = d 2 + 2 ∙ N = 273 + 2 ∙ 2 = 277 мм. Диаметры впадин зубьев d f1 = d 1 − 2,5 ∙ N = 87 − 2,5 ∙ 2 = 82 мм d f2 = d 2 − 2,5 ∙ N = 273 − 2,5 ∙ 2 = 268 мм. Ширина зубчатых венцов b 1 = 50 мм b 2 = 46 мм. Делительное межосевое расстояние а = a w = 180 . Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи. Окружное усилие F t1 = F t2 = 1579 Н Радиальное усилие F = F = F t1 ∙tg α = 1579,9∙tg 20° = 608,5 Н r1 r2 Осевое усилие coc þ coc 19,18814° F a1 = F a2 = F t1 ∙ tg þ = 1579 ∙ tg 19,18814° = Н . Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 25 |