Механика \ Прикладная механика

Привод коническо-цилиндрический. Рабочие чертежи на выходной вал редуктора, колесо коническое

Страницы работы

27 страниц (Word-файл)

Посмотреть все страницы

Скачать файл

Уважаемые коллеги! Предлагаем вам разработку программного обеспечения под ключ.

Опытные программисты сделают для вас мобильное приложение, нейронную сеть, систему искусственного интеллекта, SaaS-сервис, производственную систему, внедрят или разработают ERP/CRM, запустят стартап.

Сферы - промышленность, ритейл, производственные компании, стартапы, финансы и другие направления.

Языки программирования: Java, PHP, Ruby, C++, .NET, Python, Go, Kotlin, Swift, React Native, Flutter и многие другие.

Всегда на связи. Соблюдаем сроки. Предложим адекватную конкурентную цену.

Заходите к нам на сайт и пишите, с удовольствием вам во всем поможем.

Фрагмент текста работы

методике расчета конических передач изложенной в [1] отсутствует требование об округлении значения внешнего

окружного модуля до стандартного в соответствии с ГОСТ 9563-60, принимаем значение внешнего окружного модуля равным m_te=1,8 мм.

Уточняем значение внешнего диаметра колеса d_e2=m_te*z₂=1,8*100=180 мм.

Определим углы делительных конусов[1, c.70].

шестерни ctgd₁=u=4; d₁=14⁰;

колеса d₂=90-d₁=90⁰-14⁰=74⁰

Определим внешнее конусное расстояние

мм

Длина зуба b=y_bReR_e=0,285*92,8=26,4 мм. Округлим рассчитанное значение длины зуба до ближайшего целого значения и примем b= 26 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

d_e1=m_te*z₁=1,8*25=51 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d₁=2*(R_e-0,5b)sind1=2*(92,8-0,5*26)*sin14⁰=44,5 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса

d_ae₁=d_e₁+2*m_tecosd₁=51+2*1,8*cos 14⁰=54,5 мм.

d_ae2=d_e2+2m_te*cosd₂=180+2*1,8*cos76⁰=182,7 мм.

Средний окружной диаметр

m=d₁/z₁=44,5/25=1,78 мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

y_bd=b/d₁=26/44,5=0,59

Средняя окружная скорость колес

v=w₁d₁/2=149,6*44,5/2=3,33 м/с.

По рекомендации [1, c.32] принимаем 8-ю степень точности

4.3 Расчет и проверка контактных напряжений

При y_bd=0,59 консольном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба K_H_b=1,24 [1, табл.3.5].

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями K_H_a=1,0.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при v<5 м/с, K_Hv=1,05 . Тогда [1, ф. 27]

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_H_bK_H_aK_Hv=1,24*1,05*1=1,3.

МПа

Расчет проверки контактных напряжений следует признать удовлетворительным, так как рассчитанное значение контактного напряжения меньше допускаемого равного s_H=626 МПа

4.4 Проверка зубьев на выносливость при изгибе

Определим силы в зацеплении:

Окружная сила: F_t1,2=2T₁/d₁=2*25,4*10³/44,5=1143,5 H

радиальная сила шестерни, равная осевой силе колеса

F_r1=F_a2=F_t1,2*tga*cosδ₁=1143,5*tg20*cos14⁰=403,6 H

осевая сила шестерни равная радиальной силе колеса

F_a1=F_r2=F_t1,2tgδ₁=1143,5*tg14⁰=100,6 Н

Напряжение при изгибе определяется как [1, с.50]

s_F=F_tK_FY_F/q*b*m<=[s_F]

Коэффициенты нагрузки K_F=K_F_bK_Fv=1,4*1,45=2,03

При y_bd=0,59 консольном расположении колес на валах и твердости

НВ<=350 значение K_F_b=1,4 [1, табл.3.7] При твердости НВ<350, скорости v=2.41 м/с K_Fv=1,45 [1, табл.4.9]

Y_F- коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев [1, с. 42]:

для шестерни z_v1=z₁/cosd₁=25/cos14⁰=25,8 Y_F₁=3,9 Y_F1= 3,68 ;

для колеса z_v2=z₂ /cosd₂=100/cos74⁰=412 Y_F₂=3,6 Y_F2= 3,6

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям

изгиба [s_F]=s⁰_Flimb/[S_F] [1, c. 43]

По табл.3.9 [1] для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350s⁰_Flimb=1,8*HB

Для шестерни s⁰_Flimb1=1,8*350=630 МПа

для колеса s⁰_Flimb2=1,8*325=585 МПа

Коэффициент запаса прочности [S_F]=[S_F]`[S_F]``=1,75*1=1,75 = 1,75

Для стали 40Х, термической обработке - улучшение коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала конического колеса [S_F]=1,75 [1, табл.3.9];

полагая, что заготовки будут получены поковкой, коэффициент [S_F]``=1

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни [s_F]=630*0,75/1,75=270 МПа

для колеса [s_F]=585*0,75/1,75=251 МПа

Для шестерни отношение [s_F]/Y_F1=270/3,9=69

Для колеса отношение [s_F2]/Y_F2=251/3,6=70

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полученное отношение для

нее меньше

s_F2=1143,5*2,03*3,9/(0,85*26*1,8)=117,5< 251 МПа.

5. Расчёт открытой цилиндрической передачи.

5.1 Выбор материала для зубчатых колес и определение допускаемых напряжений

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1. табл. 3.3]: для шестерни сталь 45, термическая обработка -улучшение, твердость НВ 230, для колеса сталь 45, термическая обработка-улучшение , твердость НВ 200

Допускаемые контактные напряжения

[s_H]=s_HlimbK_HL/[S_H]

где s_Hlimbпредел контактной выносливости при базовом числе циклов

По табл. 3.2 [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшение)

s_Hlimb=2НВ+70

K_HL-коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL=1, коэффициент безопасности

[S_H]=1,1

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[s_H]= [s_H2]

для шестерни [s_H1]=(2НВ₁+70)*К_HL/[S_H]=(2*230+70)1/1,1=482 700

для колеса [s_H2]=(2НВ₂+70)*К_HL/[S_H]=(2*200+70)1/1,1=428 654,5

Расчетное допускаемое контактное напряжение

[s_H]=[s_H]₂=428 МПа

Коэффициент К_H_b. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше так как со стороны закрытой конической передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1 [1], как в случае несимметричного расположения колес значение K_H_b=1,25

Принимаем для прямозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию y_ba=b/a_w=0,25

5.2 Расчет геометрических размеров цилиндрической передачи

мм

Где К_а=49,5 – для прямозубых передач

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_w= 160 мм мм.

Нормальный модуль

m_n=(0,01…0,02)a_w=(0,01…0,02)*160=1,6…3,2 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n= 2 мм

Определим числа зубьев зубчатой пары

Суммарное число зубьев

z_S=2a_w/m_n=2*160/2=160;

округлим значение до ближайшего целого числа z_å=160

Число зубьев шестерни

z₁=z_S/(u₂+1)=160/(1,9+1)=55,17

округлим значение до ближайшего целого числа z₁=55

Число зубьев колеса

z₂=z_S-z₁=160-55=105

После всех округлений уточним межосевое расстояние

a_w=0,5(z₁+z₂)m_n=0,5(35+ 112)*2=112 мм

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

d₁=m_n*z₁=2*55=110 мм

d₂=m_n*z₂=2*105=210 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2*m_n=110+2*2=114 мм;

d_a₂=d₂+2*m_n=210+2*2=214 мм;

Ширина колеса b₂=y_ba*a_w=0,25*160=40 мм

Ширина шестерни b₁=b₂+5= 40+5=45 мм

5.3 Расчет и проверка контактных напряжений

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

y_bd=b₁/d₁=45/110=0,41

Окружная скорость колёс

u=w₁*d₁/2=37,4*110/2*10³=2,06 м/с

Степень точности передачи: для прямозубых колёс при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

K_H=K_H_bK_H_aK_H_u.

По табл. 3.5 [1] при y_bd=0,41 твёрдости НВ<350 и несимметричном расположении колес коэффициент K_H_b=1,04

По табл. 3.4 [1] при v= 2,06 м/с и 8-ой степени точности K_H_a=1

По табл. 3.6 [1] для прямозубых колёс при скорости менее 5 м/с коэффициент K_H_u=1,05

Таким образом, K_H=1,04*1,05*1=1,113

Проверяем контактные напряжения

МПа

5.4 Проверка зубьев на выносливость при изгибе

Определим силы в зацеплении:

окружная F_t=2T₃/d₂=2*179,9*10³/210=1713 H

радиальная F_r=F_t*(tga)=1713*(tg20)=623 H

Осевая сила в прямозубой цилиндрической передаче равна

Информация о работе

ВУЗ:

Уфимский государственный нефтяной технический университет (УГНТУ)

Предмет:

Прикладная механика

Тип:

Курсовые работы

Категория:

Механика (Естествознание)

Размер файла:

375 Kb

Скачали: