Курсовая работа (стр. 2 )

3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений.

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твердости колеса НВ2. В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираются одинаковыми.

а) По таблице 3.1 (Шейнблит) определяем марку стали:

40Х; твердость £ 350 НВ; термообработка – улучшение.Разностьсреднихтвердостей НВ1cр - НВ2ср =20...50

б) По таблице 3.2 (Шейнблит) определяем механические характеристики стали 40Х.

для шестерни	для колеса
НВ1 = 248,5	НВ2 = 285,5

2. Определение допускаемых контактных напряжений [s]н, Н/мм2.

а) Коэффициент долговечности КHL:

,

где NHO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (таблица 3.3 Шейнблит);

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

NHO1 = 21,6∙106; NHO2 = 16,5∙106

N = 60n∙t,

t = 8 ч/сут∙300 дней/год∙5 лет = 12000 ч – срок службы.

N1 = 60∙1450 об/мин∙12000 ч = 1,04∙109

N2 = 60∙362,5 об/мин∙12000 ч = 2,6∙108

Т. к. Ni>NHОi, то принимаем KHLi = 1.

б) Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжения NHO1 и NHO2.

По таблице 1.2 Расчет передач. (Методические указания к практическим занятиям по Прикладной механике).

[s]НО = 1,8НВ + 67

[s]НО1 = 1∙248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2

[s]НО2 = 1∙285,5 + 67= 580,9 Н/мм2

в) Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни [s]Н1 и колеса [s]Н2:

[σ]н12=1*[s]НО12

[s]Н1=580,9

[s]Н2=514,3

Расчет ведем по менее прочным зубьям: [s]Н = [s]Н2 = 514,3 Н/мм2.

3. Определение допускаемых напряжений изгиба [s]F, Н/мм2.

а) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

,

где NFO = 4∙106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т. к. N>NFO, то KFL = 1.

б) Допускаемое напряжение изгиба [s]FO, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов напряжений NFO.

По таблице 1.2 Расчет передач

[s]FO = 1,03HBср

[s]FO1 = 1,03∙248,5= 255,9 МПа;

[s]FO2 = 1,03∙285,5 = 294,1 МПа.

в) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни [s]F1 и колеса [s]F2:

[s]F12=1*[s]FO12

[s]F1=255,9

[s]F2=294,1

4. Расчет закрытой передачи

Проектный расчет

1. Определить основной параметр – межосевое расстояние аw, мм:

,

где Ka = 49,5 – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач);

u = 5 – передаточное число редуктора;

Т2 = 230,52 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу;

ya =0,315 - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

[s]H = 514,3 МПа – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

KHb = 1 – коэффициент учета неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (для постоянной нагрузки).

aw=148,5мм

Округляем полученное значение межосевого расстояния до стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров (1-й ряд приложение 2.Методические указания к курсовому проектированию).

Таким образом, аw = 150 мм.

2. Определим модуль зацепления m, мм:

,

где Km = 6,8 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

d2 – делительный диаметр колеса, мм:

d2=2*awu/(u+1)=2*150*5/(5+1)=250

b2 – ширина венца колеса, мм:

b2 = yab∙aw = 0,315∙150 мм = 48 мм;

[s]F = 294,1 МПа – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом.

m=0,89

Округлим полученное значение модуля зацепление до ближайшего большего значения из стандартного ряда (1-й ряд приложение 1 Методические указания к курсовому проектированию).

Таким образом, m = 1 мм.

3. Определим число зубьев шестерни.

zE=z1+z2

zE=2*150=300

z1= zE/1+u=300/1+5=50

4. Определим число зубьев колеса.

z2 = zE-z1 = 300-50 = 250

5. Определим делительный диаметр шестерни.

6. Определим основные геометрические параметры зубчатых колес.

Диаметр вершин зубьев	Шестерня	da1 = d1 + 2m = 50 мм + 2∙1 мм = 52 мм
Колесо	da2 = d2 + 2m = 250 мм + 2∙1 мм = 252 мм
Диаметр впадин зубьев	Шестерня	df1 = d1 – 2,4m = 50 мм – 2,4∙1 мм = 47,6 мм
Колесо	df2 = d2 – 2,4m = 250 мм – 2,4∙1 мм = 247,6 мм
Ширина венца	Шестерня	b1 = b2 + (2…4) мм = 48 мм + 2 мм = 50 мм
Колесо	b2 = 48мм

Проверочный расчет

Проверим контактное напряжение [s]HН/мм2

sH=К√(F1(uф+1)/(d2b2)*KнаКнßКнv≤[s]H,где

К - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых К=436

F1 - окружная сила в зацеплении.

F1 = 2Т2* 103/d2

F1 = 2* 230,52*103/250=1844,2

Кнα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес = 1.

Кнv, - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (по таб. 4,3). Кнv=1,12

ν= ω2d2/(2*103); ν=20,2*250/2000=2,525 м/с. по таблице 4,2 определим степень точности 9. Далее по таблице 4,3 определяем КНν = 1,12; KFν =1,35.

sH =436√(1844,2( 5+1)/(250*48)* 1 * 1 * 1,12=440,36Н/мм2.

sH≤ [sH] - условие выполняется.

Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни crF] и колеса of? Н/мм2.

sF = YF2Yß(F1/b2m)KFaKFßKFν) ≤ [s]F2

sF 1=sF2YF1/ YF2≤[s]F1;

KFa - коэффициент, упитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых KFa=l.

KFß коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба. Для ириробатывающихся зубьев колес КРß=1.

Крν- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.

YР1 и Yp2- Коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. По таблице 4,4 YF1=3,63;YF2=3,65

sF2= 3,6* 1 *( 1844,2/48* 1)* 1 * 1 * 1,35=189,2

sF1= 189,2*3,63/3,65=187,3

F2 ≤ [s]F2sF1 ≤ [s]F1- условия выполняются.