| |||||
МЕНЮ
| Курсовая работа: Проектирование электродвигателя7.6 Ширина шестерни определяется по формуле:b1 = b2 + (5...10) = 50 + (5...10) = 55…60 мм. Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 57 мм.9. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле:м/c. По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес. 11. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев 11.1 Определение расчетного контактного напряженияКонтактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:σH = σH0×≤ σHP,где KH – коэффициент нагрузки;σH0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1.Контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1 определяют следующим образом, МПа:σH0 = ZE×ZH×Ze,где ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес;ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:где делительный угол профиля в торцовом сечении: °; основной угол наклона: βb = arcsin(sinβ×cos20°) = arcsin(0×0,94) = 0°; угол зацепления: , так как х1 + х2 = 0, то atw = at = 20°. Коэффициент осевого перекрытия eb определяется по формуле:eb = bw / pX,где осевой шаг: Þ Ze – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:, так как eb =0 где коэффициент торцового перекрытия: ea =eа1 + eа2, составляющие коэффициента торцового перекрытия: , , где углы профиля зуба в точках на окружностях вершин: тогда ea =eа1 + eа2= 0,823 + 0,905 = 1,728. FtH = 2000×T1H/d1 = 2000×72,157/72,5 = 1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н;bω = b2 = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи мм;d1 = 72,5– делительный диаметр шестерни мм,Подставив полученные данные в формулу, получим: σH0 = ZE×ZH×Ze361,609. Коэффициент нагрузки KH определяют по зависимости:KH = KА×KHa×KHβ×KHu,где KА = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;KHa = 1 (так как прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности;KHβ = 1,07– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба зависит от параметра ybd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев;KHu – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку определяется по формуле:KHu = 1 + ωHu×bω /(FtH×KA) = 1 + 3,348×50 /(1990,538×1) = 1,084, Где = 3,348, где wHu – удельная окружная динамическая сила, Н/мм; u = 1,081м/с – окружная скорость на делительном цилиндре; dН = 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (т.к. зубья прямые); g0 = 7,3 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса . Таким образом: KH = KA∙KHu∙KHb∙KHa = 1×1×1,07×1,084 = 1,1599 Тогда: σH = σH0×= 361,609∙ = 389,448 МПа. 11.2 Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчетеДопускаемые контактные напряжения σHР определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа:σHР =×ZR×Zu×ZL×ZX×,где σHlimb – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжении; sHlimb1= 600 МПа, sHlimb2= 570 МПа – рассчитаны ранее; SH = 1,1 – минимальный коэффициент запаса прочности (для однородной структуры); ZN1,2 =0,9 – коэффициент долговечности (определены в проектировочном расчете); ZL = 1– коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала (т.к. отсутствуют экспериментальные данные); ZR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев (т.к. отсутствуют экспериментальные данные); Zu = 1– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (т.к. скорость < 5 м/с); ZX1,2 = 1 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса поскольку d1 < 700 и d2 < 700Тогда допускаемые контактные напряжения, МПа: , . В качестве допускаемого контактного напряжения передачи, которое сопоставляют с расчетным, принимают: sHP = sHP2=sНРmin =438,615 Сопоставим расчетное и допускаемое контактные напряжения: σH ≤ σHP, 389,448 ≤ 438,615 – условие выполнено. недогруз = , что меньше максимально допустимых 20%. 12. Проверочный расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки Действительное напряжение sHmax определяют по формуле: ≤sHPmax где КAS = 3 – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки; КA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее); Тмах / TH = Кпер = 1,45(исходные данные). Таким образом: МПа. Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя sHPmax, зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для зубьев, подвергнутых улучшению, принимают: sHPmax1,2= 2,8sТ тогда sHPmax1= 28·690 =1932 МПа, sHPmax2= 28·540 =1512 МПа. Проверка условия прочности: sHmax ≤ sHPmax1 → 812,258 МПа ≤ 1932 МПа – условие выполнено; sHmax ≤ sHPmax2 → 812,258 МПа ≤ 1512 МПа – условие выполнено. 13. Расчет зубьев на выносливость при изгибе 13.1 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: sF £ sFP. Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа: sF = ×KF×YFS×Yβ×Yε где FtF =1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н; bω = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм; m = 2,5– нормальный модуль, мм; YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений определяется по формуле: , где x1 = x2 = 0 – коэффициенты смещения; zu1 = z1 / cos3β = 29/13 = 29 – эквивалентное число зубьев шестерни, zu2 = z2 / cos3β = 71/13 = 71 – эквивалентное число зубьев колеса. Тогда: , , Yβ = 1(т.к. β = 0)– коэффициент, учитывающий наклон зуба;Yε =1(т.к. передача прямозубая) – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; KF – коэффициент нагрузки принимают по формуле: KF = KA×KFu×KFb×KFa,где KA = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения);KFu = 1,225– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса определяется по таблице.KFb = 1,07 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (по графику);KFa = 1(т.к. прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;Таким образом: KF = KA×KFu×KFb×KFa = 1×1,225×1,07×1 = 1,311. Тогда: sF1 = ×KF×YFS1×Yβ×Yε = ×1,311×3,925×1∙1 = 81,941 МПа, sF2 = ×KF×YFS2×Yβ×Yε = ×1,311×3,656×1∙1 = 76,325 МПа. 13.2 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгибДопускаемым напряжением sFP определяются по формуле:sFP = ×YN×Yδ×YR×YX ,где sFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа определяется по формуле:sFlimb =s0Flimb×YT×Yz×Yg×Yd×YA ,где s0Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба,для колес из стали марки 40Х, подвергшейся улучшению s0Flimb = 1,75ННВ МПа. s0Flimb1 = 1,75*265 = 463,75 МПа. s0Flimb2 = 1,75*250=437,5 МПа. YT принимают YT1 = YT2 = 1, поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний к соответствующим табл. – коэффициент, учитывающий технологию изготовления;Yz – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса для поковки Yz1 = 1 и Yz2 = 1;Yg – коэффициент, учитывающий влияние шлифования передней поверхности зуба Yg1 = Yg2 = 1, так как шлифование не используется;Yd – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, Yd1 = Yd2 = 1, так как отсутствует деформационное упрочнение;YA = 1– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки так как одностороннее приложение нагрузки. Тогда: sFlimb1 =s0Flimb1×YT×Yz×Yg×Yd×YA = 463,75×1×1×1×1×1 = 463,75 МПа; sFlimb2 =s0Flimb2×YT×Yz×Yg×Yd×YA = 437,5×1×1×1×1×1 = 437,5 МПа. SF = 1,7 – коэффициент запаса прочности определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки; YN – коэффициент долговечности находится по формуле: но не менее 1, где qF – показатель степени; NFlim – базовое число циклов перемены напряжений, NFlim = 4×106 циклов; NК – суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены: NK1 = 427,5∙106 циклов, NK2 = 171∙106 циклов. Так как NK1 > NFlim = 4×106 и NK2 > NFlim, то YN1 = YN2 =1. Yδ – коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений находится в зависимости от значения модуля m по формуле: Yδ = 1,082 – 0,172∙lgm = 1,082 – 0,172∙lg2,5 = 1,014 YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности: при улучшении YR1,2 = 1,2. YX – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса определяется по формуле: YX1 = 1,05 – 0,000125∙d1 = 1,05 – 0,000125×72,5 = 1,041, YX2 = 1,05 – 0,000125∙d2 = 1,05 – 0,000125×177,5 = 1,028 Таким образом: МПа, МПа. Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб: sF1 = 80,941 < sFP1 = 345,545, sF2 =76,325 < sFP2 = 321,915. Условие выполняется. 13.3 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкойПрочность 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: sFmax £ sFPmax. Расчетное местное напряжение sFmax, определяют по формуле: , где КAS = 3– коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки; КA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее); Тмах / TF = Кпер = 1,45(исходные данные). Таким образом: МПа, МПа. Допускаемое напряжение sFPmax определяют раздельно для зубчатых колес (шестерни и колеса) по формуле: , где σFSt – предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа; определяем по приближённой зависимости: σFSt ≈ σFlimb×YNmax×KSt где σFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа; σFlimb1 = 463,75 МПа σFlimb2 = 437,5 МПа YNmax1,2 = 4 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения. KSt1,2 = 1,3 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определёнными при ударном, однократном нагружении и при числе ударных нагружений N = 103; Тогда: σFSt1 ≈ σFlim1×YNmax1×KSt1 = 463,75∙4∙1,3 = 2411,5 МПа, σFSt2 ≈ σFlimb2×YNmax2×KSt2 = 437,5×4×1,3 = 2275 МПа. SFSt = 1,75 – коэффициент запаса прочности; YX – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса, определяется по формуле. YX1 = 1,041, YX2 = 1,028 (определены ранее). коэффициент YRSt= 1 и отношение YdSt /YdStT = 1. Получим: Проверка условия прочности: sFmax1 ≤ sFPmax1 → 352,093МПа ≤ 1434,498 МПа – условие выполнено; sFmax2 ≤ sFPmax2 → 332,014 МПа ≤ 1336,4 МПа – условие выполнено. Расчет цилиндрической передачи
Расчет косозубой быстроходной ступени. Исходные данные: Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы из термообработки: Выбираем в зависимости от выходной мощности Так как NВЫХ =кВт, тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х. Термообработка: шестерни – улучшение, твердость Н1 = Н2 (269…262)=265НВ; колеса – улучшение, твердость Н2 = (235…262)=250НВ. u = 2,5 – передаточное число. n1 = 712,5об/мин – частота вращения шестерни, n2 = 285об/мин – частота вращения колеса, T1 = 29,6 Н∙м – вращающий момент на шестерне, T2 = 72,157Н∙м – вращающий момент на колесе, Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,45. 1. Выбираем коэффициент ширины зуба yba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: yba = 0,315 Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру ybd определяем по формуле: ybd = 0,5×yba×(u+1) = 0,5×0,315×(2,5+1) = 0,55. 2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи:,ак, как редуктор соосный, следовательно принимаем межосевое расстояние равное межосевому расстоянию тихоходной ступени (прямозубой передачи), тогда = 125 мм.3. Рассчитываем значение модуля:m = (0,01…0,02)×aω = (0,01…0,02)×125 = 1,25…2,5 мм. По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль:m = 2,5 мм.4. Задаёмся углом наклона b = 16° и определяем суммарное zC число зубьев шестерни z1 и колеса z2 :zC = (2×aω×сosb)/m = 2∙125∙сos(13°)/2,5 = 97,43,Полученное значение округляем до целого числа: zC = 97.Тогда:z1 = zC/(1+u) = 97/(2,5+1) = 27,714,z2 = zС – z1 = 97 – 28 = 69.где zmin = 17 для передач без смещения.5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:, что меньше допустимых максимальных 3%. 6. Уточняем значение угла b по формуле: , тогда b = 14°04’12” 7. Основные размеры шестерни и колеса:7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:7.3 Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:da1 = d1 + 2×m= 72,165 + 2×2,5 = 77,165,da2 = d2 + 2×m = 177,835 + 2×2,5 = 182,835;7.6 Диаметры впадин, мм:df1=d1 – 2,5×m = 72,165 – 2,5×2,5 = 66,915,df2=d2 – 2,5×m = 177,835– 2,5×2,5 = 171,585;7.7 Основные диаметры, мм:db1 = d1∙cosat = 72,165×0,936 = 67,564, db2 = d2∙cosat = 177,835×0,936 = 166,497,где делительный угол профиля в торцовом сечении: °. Проверим полученные диаметры по формуле:aω = (d1 + d2)/2 = (72,165 + 177,835)/2 = 125 мм,что совпадает с ранее найденным значением.7.8 Ширина колеса определяется по формуле:b2 = yba×aω = 0,315∙125 = 39,375 мм. Полученное значение ширины колеса округляем до нормального линейного размера: b2 = 39 мм.7.6 Ширина шестерни определяется по формуле, мм:b1 = b2 + (5...10) = 39 + (5...10) = 44…49. Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 46 мм.10. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле:м/c. По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес. 11. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев 11.1. Определение расчетного контактного напряжения.Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:σH = σH0×≤ σHP,где KH – коэффициент нагрузки;σH0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1.Контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1 определяют следующим образом, МПа:σH0 = ZE×ZH×Ze,где ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес;ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:где делительный угол профиля в торцовом сечении: |
ИНТЕРЕСНОЕ | |||
|