Курсовая работа: Расчет редуктора
Здесь:
– n
– частота вращения, об./мин.; nшест. =
1465,502 об./мин.; nкол. =
465,239 об./мин.
– c
= 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 20000 ч. – продолжительность работы передачи
в расчётный срок службы.
Тогда:
NF (шест.) = 60 · 1465,502 · 1 · 20000
= 1758602400
NF (кол.) = 60 · 465,239 · 1 · 20000
= 558286800
В
итоге получаем:
КFL (шест.) = (4000000 / 1758602400) 1/6 = 0,363
Так
как КFL (шест.)<1.0, то
принимаем КFL (шест.) = 1
КFL (кол.) = (4000000 / 558286800) 1/6 = 0,439
Так
как КFL (шест.)<1.0, то
принимаем КFL (шест.) = 1
Для
шестерни: soF lim b = 414 МПа;
Для
колеса: soF lim b =
360 МПа.
Коэффициент
[SF] безопасности находим по
формуле 3.24 [1]:
[SF] = [SF]' · [SF]».
где
для шестерни [SF]' = 1,75;
[SF]' = 1;
[SF (шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75
для
колеса [SF]' = 1,75;
[SF]» = 1.
[SF (кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75
Допускаемые
напряжения:
для
шестерни: [sF1]
= 414 · 1 / 1,75 = 236,571 МПа;
для
колеса: [sF2]
= 360 · 1 / 1,75 = 205,714 МПа;
Находим
отношения [sF]
/ YF:
для
шестерни: [sF1]
/ YF1 = 236,571 / 3,688 =
64,146
для
колеса: [sF2]
/ YF2 = 205,714 / 3,582 =
57,43
Дальнейший
расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.
Проверяем
прочность зуба колеса по формуле 3.25 [1]:
sF2 = (Ft · KF · YF1) /
(b2 · mn) =
(1742,34
· 1,47 · · 3,582) / (36 · 2) = 127,422 МПа
sF2 = 127,422 МПа
< [sf] = 205,714 МПа.
Условие
прочности выполнено.
Механические
характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент
передачи |
Марка стали |
Термообработка |
HB1ср |
sв |
[s] H |
[s] F |
HB2ср |
H/мм2 |
Шестерня |
45 |
улучшение |
230 |
780 |
481,818 |
236,571 |
Колесо |
45 |
улучшение |
200 |
690 |
427,273 |
205,714 |
Параметры
зубчатой цилиндрической передачи, мм
Проектный
расчёт |
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
Межосевое
расстояние aw |
180 |
Угол наклона
зубьев b, град |
0 |
Модуль зацепления
m |
2 |
Диаметр
делительной окружности: |
|
Ширина
зубчатого венца: |
|
шестерни d1
колеса d2
|
86
274
|
шестерни b1
колеса b2
|
41
36
|
Числа зубьев: |
|
Диаметр
окружности вершин: |
|
шестерни z1
колеса z2
|
43
137
|
шестерни da1
колеса da2
|
90
278
|
Вид зубьев |
прямозубая
передача |
Диаметр
окружности впадин: |
|
шестерни df1
колеса df2
|
81
269
|
Проверочный
расчёт |
Параметр |
Допускаемые
значения |
Расчётные
значения |
Примечание |
Контактные
напряжения sH,
H/мм2 |
427,273 |
389,293 |
- |
Напряжения
изгиба, H/мм2 |
sF1 |
236,571 |
115,193 |
- |
sF2 |
205,714 |
127,422 |
- |
|
|
|
|
|
|
|
|
3.
Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
Так
как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем
материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. 3, табл. 3.3
[1]):
– для
шестерни: сталь: 40ХН
термическая
обработка: улучшение
твердость:
HB 280
– для
колеса: сталь: 40ХН
термическая
обработка: улучшение
твердость:
HB 265
Допустимые
контактные напряжения (формула (3.9) [1]), будут:
[sH] = sH lim b · KHL / [SH]
По
таблице 3.2 гл. 3 [1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев
менее HB 350:
sH lim b = 2 · HB + 70.
sH lim b (шестерня) = 2 · 280 + 70
= 630 МПа;
sH lim b (колесо) = 2 · 265 + 70
= 600 МПа;
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL – коэффициент долговечности.
KHL = (NH0 / NH) 1/6,
где
NH0 – базовое число циклов
нагружения; для данных сталей NH0 =
26400000;
NH = 60 · n · c · tS
Здесь:
– n
– частота вращения, об./мин.; nшест. =
465,242 об./мин.; nкол. =
186,097 об./мин.
– c
= 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 20000 ч. – продолжительность работы передачи
в расчётный срок службы.
Тогда:
NH (шест.) = 60 · 465,242 · 1 · 20000
= 558290400
NH (кол.) = 60 · 186,097 · 1 · 20000
= 223316400
В
итоге получаем:
КHL (шест.) = (26400000 / 558290400) 1/6 = 0,601
Так
как КHL (шест.)<1.0, то
принимаем КHL (шест.) = 1
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6
|