Курсовая работа: Расчет редуктора
Динамический коэффициент определяется
по таблице 5.1:
.
условие выполнено.
Недогруз =
(в курсовом
проектировании недогруз должен быть не более 20%).
3. Расчет
зубьев на выносливость при изгибе
3.1
Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб
Допускаемым
напряжением определяются
по формуле [ф. 5.11]:
,
где – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;
– коэффициент запаса прочности;
– коэффициент долговечности;
– коэффициент, учитывающий
градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений;
– коэффициент, учитывающий
шероховатость переходной поверхности;
– коэффициент, учитывающий
размеры зубчатого колеса.
Коэффициент запаса
прочности определяется в зависимости от
способа термической и химико-термической обработки [см. приложение 2]:
= 1,7; = 1,7.
Коэффициент долговечности
находится
по формуле [ф. 3.14]:
но не менее 1,
где – показатель степени [с.
14];
– базовое число циклов перемены
напряжений, NFlim = 4×106 циклов;
– суммарное число циклов перемены
напряжений, уже определены:
циклов,
циклов.
Так как и , то .
Предел выносливости при
отнулевом цикле изгиба , выбирается в зависимости от
способа термической или химико-термической обработки [приложение 2]:
для
шестерни с объемной
закалкой из стали марки 40ХН = 580 МПа, для колеса с улучшением стали марки
40ХН =1,75*300; = 525 МПа.
Коэффициент, учитывающий
влияние двустороннего приложения нагрузки , так как одностороннее приложение
нагрузки [c. 34].
Тогда:
3.2
Определение расчетного изгибного напряжения
Расчетом определяют
напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого
зубчатого колеса.
Выносливость зубьев,
необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают
сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на
переходной поверхности и допускаемого напряжения [ф. 5.1]:
.
Расчетное местное
напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа:
,
где Т – крутящий момент,
Н*м;
m – нормальный модуль, мм;
z – число зубьев;
– коэффициент ширины зуба по диаметру (опреден ранее);
– коэффициент, учитывающий форму
зуба и концентрацию напряжений;
– коэффициент, учитывающий
влияние наклон зуба;
– коэффициент, учитывающий
перекрытие зубьев;
– коэффициент
нагрузки.
Коэффициент
, учитывающий форму зуба и
концентрацию напряжений, определяется по формуле [ф. 3.17]:
,
где
x3 = x4 = 0 – коэффициенты смещения; , – так
как шестерни прямозубые. Тогда:
;
.
Так
как
> ,
то
дальнейший расчет будем проводить для колеса.
Коэффициент
,
учитывающий влияние угла наклона зубьев, для прямозубых колес равен 1.
Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев, берется равным 1.
Коэффициент нагрузки принимают по формуле [ф. 5.6]:
,
где
–
коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в
циклограмме нагружения);
–
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до
зоны резонанса;
– коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
– коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Коэффициент, учитывающий
внешнюю динамическую нагрузку [т. 4.2]:
= 1.
Динамический коэффициент определен по таблице 5.1.
Коэффициент , учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,
определяется по графику [р. 3.5], в зависимости от коэффициента :
= 1,15.
Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки
между зубьями, берется равным 1.
Таким образом:
.
Тогда:
Сопоставим расчетные и
допускаемые напряжения на изгиб:
.
Следовательно,
выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более
99 %.
При действии максимальной
нагрузки наибольшее
за заданный срок службы контактное напряжение не должно превышать допускаемого [ф. 4.14] :
Напряжение [ф. 4.15] :
,
где – коэффициент внешней
динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки (см.
приложение 4). =1.
Допускаемое контактное
напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или
хрупкого разрушения поверхностного слоя , зависит от способа химико-термической обработки
зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для
зубчатых колес, подвергнутых улучшению или закалке принимают [ф. 4.16]:
;
где – предел текучести,
Мпа.
Для стали 40ХН с закалкой
=1400 МПа;
Для стали 40ХН с
улучшением =600 МПа.
487,11 < 1680, зн.
условие выполнено.
Прочность
зубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома
или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют
сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений
изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки [ф. 5.16] :
.
Расчетное местное
напряжение МПа,
определяют по формуле[ф. 5.17] :
.
< <
Зн.
условия выполнены.
Расчет
быстроходной передачи
Исходные данные:
U2 = 3,15 – передаточное число;
n2 = 727,5 об/мин – частота вращения шестерни;
n3 = 230,95 об/мин – частота вращения зубчатого колеса;
T2 = 69,7 Нм – вращающий момент на шестерне;
T3 = 213,02 Нм – вращающий момент на зубчатом колесе;
Pвых = 5 кВТ;
Коэффициент перегрузки
при пуске двигателя Кпер = 1,4.
Материал шестерни – сталь
40ХН;
Материал колеса – сталь
40ХН;
Способ термической
обработки:
шестерни – улучшение (Нш
= 300 HВ);
колеса – улучшение (Нк
= 300 HВ);
Срок службы – 19000 ч.
1.
Проектировочный расчет
Выбираем коэффициент
ширины зуба с
учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: = 0,315 [с. 7].
Тогда коэффициент ширины
зуба по диаметру определяем по формуле [ф. 3.1]: .
Проектный
расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи
[ф. 3.2]:
,
где
«+» для внешнего зацепления, «–» для внутреннего зацепления;
–
вспомогательный коэффициент;
T3
– вращающий момент на валу колеса (на 3-м валу), Нм;
U2
– передаточное отношение;
– коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
– коэффициент
ширины зуба;
– допускаемое
контактное напряжение, МПа.
Для косозубой передачи
вспомогательный коэффициент = 430 [т. 3.1].
= 1,11 – данный коэффициент
принимают в зависимости от параметра , схемы передачи и твердости
активных поверхностей зубьев [р. 3.1].
Допускаемые
контактные напряжения
определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [ф. 3.3]:
,
где
– предел
контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;
SH
–
коэффициент запаса прочности;
ZN – коэффициент
долговечности;
ZR – коэффициент,
учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;
– коэффициент,
учитывающий окружную скорость;
ZL – коэффициент,
учитывающий влияние вязкости масла;
ZX – коэффициент,
учитывающий размер зубчатого колеса.
= 0,9;
Тогда:
.
Коэффициенты запаса
прочности: для шестерни и колеса из материала однородной структуры принимаем =1,2 и = 1,2 [с. 9].
Предел контактной
выносливости , МПа [т. 3.2]:
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Суммарное число циклов
перемены напряжений при постоянной нагрузке
определяется следующим образом [ф. 3.4]:
,
где
с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n
– частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t
– срок службы передачи, в часах.
Таким образом:
циклов,
циклов.
Базовое число циклов
перемены напряжений определим по графику,
представленному на рис. 3.3
циклов (HHB = 300).
циклов (HHB = 300).
Так как определяем значение по формуле [c. 10]:
;
.
Используя полученные
данные, найдем допускаемые контактные напряжения , МПа:
;
.
В
качестве допускаемого контактного напряжения для косозубой передачи при
проектировочном расчете принимают условное допускаемое контактное напряжение,
определяемое по формуле: = . При этом должно выполняться
условие: <
1,23, где – меньшее из
значений и
. В
противном случае принимают = .
= = <
1,23*421,6
= 518,57
Полученные
данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:
Полученное
межосевое расстояние округляется до стандартного значения [c.11]:
= 140 мм.
Ориентировочно
определяем значение модуля (мм) [ф. 3.19]:
мм.
По
ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль [c.
17]:
m = 2 мм.
Зададимся
углом наклона и определим суммарное zC,
число зубьев шестерни z2
и колеса z3 [ф.
3.20, ф. 3.21, ф. 3.22]:
Тогда:
; округляем до
целого: z1 = 33.
z2 =
zС –
z1
= 138 – 33 = 105.
Действительное
передаточное число и его погрешность определяется по формулам [ф. 3.23]:
.
Страницы: 1, 2, 3
|