Расчет зубчатой конической передачи с круговыми зубьями
Правило выбора материалов. Определение допустимых контактных напряжений при расчете на сопротивление усталости. Оценка внешнего диаметра шестерни по условиям контактной выносливости. Расчет геометрических параметров зубчатой конической передачи.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | контрольная работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 06.10.2017 |
| Размер файла | 28,0 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Расчет зубчатой конической передачи с круговыми зубьями
1. Выбор материалов
Дано:
Т = 27,8 Н*м;
n1 = 1430 мин-1;
uкон = 2,98;
z1 = 18;
z2 = 54.
Для конической передачи с круговыми зубьями:
А) для шестерни твердость измеряется по шкале Роквелла H145 HRC
Б) для колеса - по шкале Бренеля H2350 HB.
Для передачи с непрямыми зубьями рекомендуемый материал и термообработка:
- шестерня Сталь 40Х с закалкой зубьев ТВЧ до твердости 45…50 HRC;
- колесо Сталь 40Х улучшение до твердости 269…302 HB.
Характеристики стали:
Прочность в = 900 МПа
Текучесть т = 750 МПа.
2. Определение допускаемых напряжений
2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости
1. Число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи:
NHE1 = 60 * tч * n1 = 60 * 104 * 1430 = 858 * 106;
NHE2 = NHE1 / u = 858 * 106 / 2,98 = 288 * 106.
2. Базовое число циклов:
NH01 = 6,8 * 107.
NH02 = 2,2 * 107.
3. Коэффициенты долговечности:
KHL1(2) = NH01(2)/NHE1(2)
KHL1 = 6,8 *107 / 858 * 106 = 0,66 => KHL1 = 1
KHL2 = 2,2 *107 / 288 * 106 = 0,28 => KHL2 = 1.
4. Пределы контактной выносливости:
Hlim1 = 1,7 * HHRC + 200 = 1,7 * 47,5 + 200 = 1007,5 МПа
Hlim2 = 2 * HHB + 70 = 2 * 285 + 70 = 640 МПа.
5. Коэффициент:
SH1(2) = 1,1. зубчатая коническая напряжение усталость
6. Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:
[]H1(2) = Hlim1(2) * KHL1(2) * zR * zv / SH1(2)
zR = zv = 1
[]H1 = 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа
[]H2 = 640 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 582 МПа
7. Расчетное допускаемое напряжение для передачи с непрямыми зубьями
[]H = 0,45 * ([]H1 + []H2) = 674,1 МПа
[]H = 1,15 * []H2 = 670 МПа
[]H = 670 МПа.
2.2 Допускаемое напряжение при расчете на сопротивление усталости при изгибе
1. Пределы выносливости при изгибе:
Flim1 = (500 + 550) / 2 = 525 МПа
Flim2 = 1,75 * HHB = 1,75 * 285 = 498,75 МПа.
2. Наработки и базовое число циклов:
NFE1 = NHE1 = 858 * 106
NFE2 = NHE2 = 288 * 106
NF0 = 4 * 106
3. Коэффициент запаса:
SF1(2) = 1,7.
4. Коэффициент долговечности:
NFE1 > NF0; NFE2 > NF0 => KFL = 1.
5. Допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса.
[]F1(2) = Flim * YR * Yz * Y * Y * KFC * KFL / SF1(2)
[]F1 = 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 Мпа
[]F2 = 498,75 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 293,4 МПа
[]F = 293,4 МПа.
3. Проектировочный расчет конической передачи с круговыми зубьями
3.1 Определяем внешний делительный диаметр шестерни, исходя из контактной выносливости
de1 = Kd * 3(T1 * KH) / (H*(1-Kbе) * Kbе*u* []H2)
Вспомогательный коэффициент Kd = 860 МПа 1/3
Коэффициент ширины зубчатого венца Kbe = b / Re = 0,285
Поправочный коэффициент H = 0,8 + 0,092*2,98 = 1,1.
Коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатого венца - KH. Определяется по таблице.
KH:
а) относительная ширина эквивалентного конического колеса:
Kbe * u = 0,285*2,98 = 0,49
2-Kbe 2-0,285
б) опоры - шариковые;
в) твердость рабочих поверхностей зубьев HHRC >350 - для шестерни и < 350 для колеса;
г) зубья - круговые.
KH = 1
de1 = 860 * 3 27,8*1/(1,1* (1-0,285)*0,285*2,98*(670)2) = 38,9 мм.
Определяем расчетный внешний окружной модуль.
(mte)H = de1 / z1 = 38,9 / 18 = 2,16.
3.2 Определяем нормальный модуль на середине ширины зубчатого венца, исходя из изгибной выносливости зуба шестерни
(mnm)F = Km * 3 T1*KF*YF1/(F * bd*z12* [F])
Вспомогательный коэффициент Km = 9,7
Коэффициент KF = 1,29
Поправочный коэффициент F = 0,85+0,043*u= 0,85+0,043*2,98=0,98.
Коэффициент ширины зубчатого венца относительно среднего делительного диаметра:
bd = Kbe * 1 + u2/(2 - Kbe) = 0,285*1+ (2,98)2 /(1,715) = 0,52.
YF1 - коэффициент формы зуба шестерни, определяется по таблице, в зависимости от:
а) эквивалентного числа зубьев шестерни:
1 = arctg (z1/z2) = arctg 0,33 = 18,5
zv = z1 / (cos 1*cos3m) = 18 / (cos 18,5*cos335) = 54.
б) коэффициента смещения X1:
X1 = Xn + 1,37 * Xt
Xt = a * (u - 1) = 0,17 * (2,98-1)= 0,123
Xn = b * (1-1/(u)2)*cos3m /z1 = 2* (1-1/(2,98)* cos335/18) = 0,24
X1 = 0,24 + 1,37*0,123 = 0,41
YF1 = 3,44
(mnm)F = 9,7*327,8*1,29*3,44/(0,98*0,52*182*293,4) = 1,32.
3.3 Определяем расчетный нормальный модуль на середине ширины зубчатого венца по условию контактной выносливости
(mnm)H = (mte)H*(1-0,5*Kbe)* cosm = 2,16 * (1-0,5*0,285)* cos35 = 1,517
mnm = 2
Определяем действительный внешний окружной модуль:
mte = mnm / (1-0,5*Kbe)*cosm = 2/(1-0,5*0,285)*0,82 = 2,84.
4. Определяем геометрические параметры передачи
1. Внешнее конусное расстояние:
Re = 0,5 * mte * z12 + z22 = 0,5* 2,84* 182+542 = 80,82 мм.
2. Ширина зубчатого венца:
b = Re * Kbe = 80,82 * 0,285 = 23 мм.
3. Углы делительных конусов:
1 = arctg z1/z2 = arctg 18/54 = 18,5
2 = 90 - 1 = 71,5.
4. Внешний делительный диаметр:
de1(2) = mte*z1(2)
de1 = 2,84*18 = 51 мм
de2 = 2,84*54 = 153,4 мм.
5. Внешняя высота зуба:
he = mte * (2*cosm +0,2)
he = 2,84 * (2*0,82 + 0,2) = 5,2.
6. Внешняя высота головки зуба:
hae1 = (1+Xm)*mte*cosm = (1+0,41)* 2,84*0,82 = 3,3
hae2 = 2* mte* cos m - hae1 = 2*2,84*0,82-3,3 =1,36.
7. Внешняя высота ножки зуба:
hfe1(2) = he - hae1(2)
hfe1 = 5,2-3,3 = 1,9
hfe2 = 5,2-1,36 = 3,84.
8. Средний делительный диаметр:
dm1(2) = 0,857* de1(2)
dm1 = 0,857*51 = 43,7
dm2 = 0,857* 153,4 = 131,5.
9. Угол ножки зуба:
f1(2) = arctg hfe1/Re
f1 = arctg 1,9/80,82 = 1,5
f2 = arctg 3,84/80,82 = 2,7.
10. Угол конуса вершин:
a1(2) = 1(2) +f2(1)
a1 = 18,5 + 2,7 = 21,2
a2 = 71,5 + 1,5 = 73.
11. Угол конуса впадин:
f1(2) = 1(2) - f1(2)
f1 = 18,5 - 1,5 = 17
f2 = 71,5 - 2,7 = 68,8.
12. Расчетное базовое расстояние:
B1(2) = Re * cos1(2) - hae1(2)* sin1(2)
B1 = 80,82* cos18,5 - 3,3* sin18,5 = 76,64-1,05 = 75,59
B2 = 80,82* cos71,5 - 1,36* sin71,5 = 25,64-1,29 = 24,35.
4.1 Расчет сил в зубчатой конической передаче с круговыми зубьями
Окружная сила на среднем делительном диаметре:
Ft = 2*103*T1/dm1 = 2 * 103 * 27,8 / 43,7 = 1272 Н.
Радиальная сила на шестерне Fr1 и осевая на колесе Fa2 равны, но направлены в противоположные стороны.
Fr1 = Fa2 = Ft*r
r = 0,44*cos1-0,7*sin1 = 0,44cos18,5-0,7sin18,5 = 0,195
Fr1 = Fa2 = 1272 * 0,195 = 248 Н.
Аналогично осевая сила на шестерне Fa1 и радиальная на колесе Fr2 равны, но противоположны по направлению.
Fr2 = Fa1 = Ft*а
r = 0,44*sin1+0,7*cos1 = 0,44sin18,5+0,7cos18,5 = 0,8
Fr2 = Fa1 = 1272 * 0,8 = 1017,6 Н.
Примечание: окружная сила для шестерни направлена противоположно вращению, а для колеса совпадает с направлением вращения.
4.2 Проверочный расчет зубчатой конической передачи с круговыми зубьями
1. Определяем коэффициенты нагрузки:
KH = KH*KH*KHv
KF = KF*KF*KFv.
KH и KF коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки между зубьями. Для непрямых зубьев KH = 1,05 KF = 1,15.
KHv, KFv коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении.
KHv = KFv = 1
KH = 1 KF = 1,29
KH = 1,05 * 1 * 1 = 1,05
KF = 1,15 * 1 * 1,29 = 1,48.
2. Проверка на сопротивление усталости по контактным напряжениям:
H = Zm*ZH*Z*(Ft*KH*u2+1)/(H*b*dm1*u) [H]
Zm - коэффициент, учитывающий механические свойства материала. Для стали 192 МПа 1/2.
ZH - коэффициент, учитывающий форму, сопряженных поверхностей.
При = 35 ZH = 2,29.
Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для передач с прямыми зубьями.
Z = 1/(0,95*),
где - коэффициент торцевого перекрытия.
Для конических передач
= [1,88-3,2*(1/Zv1 + 1/Zv2)]* cos m = [1,88-3,2*(1/30+1/309)]*cos 35 = 1,78.
Z = 1/(0,95*1,78) = 0,77.
H = 1,1 dm1 = 43,7 мм u = 2,98 b = 23 Ft = 1272 H KH = 1,05.
H =192*2,29*0,77*(1272*1,05*(2,98)2+1)/(1,1*23*43,7*2,98) = 382,2 МПа < 670 МПа
3. Проверка на сопротивление усталости по изгибу:
Условие прочности для шестерни.
F1 = YF1*Y*Y*Ft*KF/(F*b*mnm) [F1]
Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Y - коэффициент, учитывающий наклон линии зуба.
Для непрямых зубьев Y = 1/(0,95*)= 0,59
Y = 1-(/140)= 1-(35/140)=0,75
YF1 = 3,44 F = 0,85 Ft = 1272 H KF = 1,48 b = 23 mnm = 2
F1=3,44*0,59*0,75*1272*1,48/(0,98*23*2)=63,56 МПа < 308,8 Мпа.
4. Условие прочности для колеса:
YF1, YF2 - коэффициенты формы зуба колеса.
F2 = F1 * YF2/ YF1 = 63,56*3,63/3,44= 67,07 МПа < 293,4 МПа.
5. Расчет клиновой ременной передачи
Дано:
P = 4,02 кВт;
n = 476,7 мин-1;
Т = 80,5 Н*м;
u = 1.
1. Выбор сечения ремня в зависимости от крутящего момента - "А".
2. Характеристики ремня:
А = 81; h = 8; L = 560…4000 м; v<25 м/с; b0 = 13; bр = 11.
3. Диаметр ведущего шкива:
с = 40
d1 = c * 3 Т = 40 * 380,5 = 172,7 мм => d1 = 180 мм.
4. Диаметр ведомого шкива:
= 0,01
d2 = d1 * u * (1 - ) = 180 * 1 * 0,99 = 178,2 мм => d2 = 180 мм.
5. Скорость ремня:
v = * d1 * n1 / (6*104) = 3,14 * 180 * 476,7/(6*104) = 4,5 м/с
6. Окружная сила:
Ft = 103 * P/ v = 103 * 4,02/ 4,5 = 893 Н.
7. Межцентровое расстояние:
а = 1,5 * d2 / 3u = 1,5 * 180/31 = 270 мм.
8. Определение длины ремня по межцентровому расстоянию:
L = 2a + *(d1 + d2)/2 + (d2 - d1)2/4a = 2*270 + 3,14*(180+180)/2 +(180-180)2/4*270 = 1105 мм => L = 1120 мм.
9. Уточняем межцентровое расстояние:
a = ( +(2-82))/4
= (d2-d1)/2 = (180-180)/2 = 0
= L - *dср = 1120-180*3,14 = 554,8
dср = (d2+d1)/2 = (180+180)/2 = 180
a = (554,8 + 554,8)/4 = 277,4 мм.
10. Наименьшее необходимое межцентровое расстояние для монтажа ремня:
amin = a - 0,01*L = 277,4-0,01*1120 = 266,2 мм.
11. Наибольшее межцентровое расстояние необходимое для компенсации вытяжки ремня:
amax = a + 0,025 * L = 277,4 + 1120*0,025 = 305,4 мм.
12. Угол обхвата ремня на малом шкиве:
1 = 2*arccos ((d2 - d1)/2) = 2*arccos((180-180)/2)= 180.
13. Определение коэффициентов:
коэффициент угла обхвата с = 1;
коэффициент режима работы ср = 0,9.
14. Частота пробегов ремня:
i = 103* v / L = 103 * 4,5 / 1120 = 4.
15. Эквивалентный диаметр ведущего шкива:
т.к. u = 1 => Ku = 1
de = d1 * Ku = 180 * 1 = 180 мм.
16. Приведенное полезное напряжение:
[F0]= 5,55/i0,09-6* bp1,57/de - 10-3 * v2 = 3,45 МПа.
17. Допускаемое полезное напряжение:
[F]= [F0]* с * ср = 3,45 * 0,9 * 1 = 3,1 МПа.
18. Необходимое число клиновых ремней:
Z' = Ft/([F]* A1) = 893/(3,1*81) = 3,56.
19. Окончательное число клиновых ремней:
Z Z' / cr = 3,56 / 0,95 = 3,75 => Z = 4.
20. Коэффициент режима при односменной работе:
cp' = 1.
21. Рабочий коэффициент тяж.:
= 0,67 * с * cp' = 0,67 * 1 * 1 = 0,67.
22. Коэффициент:
m = 1+ / (1-) = 1 + 0,67 / (1-0,67) = 5.
23. Площадь сечения ремней:
А = А 1 * z = 81 * 4 = 324 мм.
24. Натяжение от центробежных сил:
= 1,25 г/см 3.
Fц= 10-3 * * А * v2 = 10-3 * 1,25 * 324 * (4,5)2 = 8,2 Н.
25. Натяжение ветвей при работе:
F1 = Ft * m/(m-1) + Fц = 893 * 5 / 4 + 8,2 = 1124,45 Н.
F2 = Ft /(m-1) + Fц = 893 / 4 + 8,2 = 231,45 Н.
26. Натяжение ветвей в покое:
F0 = 0,5 * (F1 + F2) - 0,2 * Fц = 0,5*(1124,45 + 231,45) - 0,2 * 8,2 = 676,31 Н.
27. Силы, действующие на валы в передачи:
а) при работе:
Fp = F12 + F22-2*F1 * F2 * cos (180 - 1) - 2 * Fц* sin (1/2)
Fp = (1124,45)2 + (231,45)2-2*1124,45*231,45*cos 0-2 * * 8,2 * sin 90 = 876,6 Н;
б) в покое:
Fp = 2 * F0 * sin (1/2) = 2 * 676,31 * sin 90 = 1352,6 Н.
28. Размеры профиля канавок на шкивах (по таблице):
b = 3,3
29. Наружный диаметр шкивов:
de1(2) = d1(2) + 2 * b = 180 + 2 * 3,3 = 186,6 мм.
30. Внутренний диаметр шкивов:
df1(2) = de1(2) - 2 * H = 186,6-2 * 12, 5 = 161,6 мм.
31. Ширина шкива:
М = 2 * f + (z-1)*e = 2 * 12,5 + (4-1) * 15 = 70 мм.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Расчет зубчатой передачи на сопротивление контактной и изгибной усталости. Уточнение коэффициента нагрузки. Определение фактической окружной скорости, диаметров отверстий в ступицах шестерни и колеса, угла наклона зуба, допускаемых напряжений изгиба.
контрольная работа [174,9 K], добавлен 22.04.2015Обоснование выбора электродвигателя для зубчатой передачи по исходным данным. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи, конструктивных размеров и материала шестерней колеса. Проверка материала на контактную прочность. Определение диаметра вала.
контрольная работа [642,2 K], добавлен 15.12.2011Расчет конической зубчатой передачи тихоходной ступени. Определение геометрических размеров зубчатых колес. Выбор материалов и допускаемые напряжения. Проверочный расчет цилиндрической передачи. Предварительный расчет валов. Подбор и проверка шпонок.
курсовая работа [601,8 K], добавлен 21.01.2011Расчет срока службы приводного устройства. Выбор двигателя, кинематический расчет привода. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений. Расчет закрытой конической зубчатой передачи. Определение сил в зацеплении закрытых передач.
курсовая работа [298,9 K], добавлен 21.02.2010Кинематический и силовой расчёты привода. Расчёт тихоходной ступени редуктора. Выбор варианта термообработки зубчатых колес, а также определение средней твердости активной поверхности зубьев. Расчет конической зубчатой передачи с круговыми зубьями.
курсовая работа [618,5 K], добавлен 14.10.2013Выбор электродвигателя: порядок расчета требуемой мощности и других параметров. Обоснование выбора зубчатой передачи: выбор материалов, расчет допустимого напряжения и изгиба, размеров зубьев колеса и шестерни, проверочный расчет валов редуктора.
курсовая работа [940,8 K], добавлен 11.01.2013Расчет второй ступени редуктора. Выбор материала шестерни и колеса. Определение допускаемых напряжений. Геометрический расчет зубчатых колес. Проектировочный расчет конической зубчатой передачи. Проектировочный и проверочный расчет деталей и узлов.
курсовая работа [803,9 K], добавлен 17.10.2013Особенности выбора электродвигателя, кинематических параметров привода, валов и подшипников редуктора. Методика расчета конической зубчатой передачи быстроходной ступени и цилиндрической зубчатой передачи тихоходной ступени. Правила смазки редуктора.
курсовая работа [393,0 K], добавлен 29.07.2010Кинематический расчет привода и зубчатой конической передачи. Компоновка редуктора, проектирование шпоночных соединений и корпусных деталей. Определение контактных напряжений и изгиба. Выбор стандартного электродвигателя и материала зубчатых колес.
курсовая работа [982,8 K], добавлен 02.04.2015Кинематический расчет привода: требуемая мощность электродвигателя, передаточные числа. Расчет цилиндрической зубчатой передачи: выбор материала, модуль зацепления. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса. Параметры конической зубчатой передачи.
контрольная работа [163,3 K], добавлен 18.06.2012Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.
курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010Кинематический расчет привода ленточного конвейера. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи, цепной передачи и выходного вала. Частота вращения барабана. Проектировочный расчет на сопротивление контактной усталости. Диаметры зубчатых колес.
курсовая работа [813,8 K], добавлен 28.05.2015Кинематический расчет привода. Расчет зубчатой передачи. Эскизное проектирование. Подбор подшипников качения. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости. Шпоночные соединения. Выбор смазочных материалов. Расчет муфт, цепной передачи.
курсовая работа [155,4 K], добавлен 14.01.2009Определение срока службы привода. Вычисление мощности и частоты вращения двигателя. Выбор материалов зубчатых передач, проверка допускаемых напряжений. Расчет геометрических параметров закрытой цилиндрической зубчатой передачи, валов и подшипников.
курсовая работа [104,7 K], добавлен 18.11.2012Назначение и область применения цилиндрической прямозубой передачи. Расчет угловых скоростей валов. Выбор твердости, термообработки и материала колес. Расчет допускаемых контактных напряжений. Особенности параметров зубчатой цилиндрической передачи.
курсовая работа [467,7 K], добавлен 17.04.2011Основные параметры передачи. Расчет закрытых цилиндрических косозубых передач. Проверка расчетных контактных напряжений. Срок службы передачи (ресурс) в часах. Пригодность заготовки колес. Допускаемые напряжения изгиба. Конструирование зубчатого колеса.
курсовая работа [249,2 K], добавлен 05.10.2012Кинематический расчет привода. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи редуктора, нагрузки валов редуктора. Разработка чертежа общего вида редуктора. Проверочный расчет подшипников и шпонок.
курсовая работа [385,8 K], добавлен 26.09.2014Выбор двигателя и расчет кинематических параметров привода. Расчет конической и цилиндрической зубчатой передачи. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора и проверка прочности шпоночных соединений. Смазка редуктора.
курсовая работа [2,7 M], добавлен 28.07.2013Расчет мощности и выбор двигателя. Кинематический и силовой анализ. Выбор материала и определение допускаемых напряжений. Расчет прямозубой конической передачи, валов и конического колеса, шпоночных соединений, коэффициента запаса усталостной прочности.
курсовая работа [188,1 K], добавлен 15.12.2015Кинематический расчет привода технической системы с выбором электродвигателя по ГОСТу. Расчет клиноременной передачи, зубчатой конической передачи, соединений деталей механизмов. Принцип устройства, основные достоинства и недостатки зубчатых передач.
курсовая работа [665,5 K], добавлен 11.03.2012
