Файл: Техническое задание 10 На курсовой проект по дисциплине Механика 2 выдано студенту Кутонов Вячеслав Сергеевич группа 5А93.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 30.11.2023
Просмотров: 565
Скачиваний: 1
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] = 9,5(определяется из таблицы [2, стр. 97, табл. 5.9] в зависимости от частоты и шага цепи), следовательно, условие s [s] выполнено.Определение силы давления цепи: . – коэффициент нагрузки валаТаблица 3 Расчет открытой передачи
7) Выбор материала, термообработки и твердости Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовой проект, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяют зубчатые колеса с твердостью материала H 350HB. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни HB1 назначается больше твердости колеса HB2. Разность этих твердостей для передач с прямыми и непрямыми зубьями должна составлять 20…50Согласно [2, стр. 52, табл. 3.1, табл. 3.2] выбираем материал и термообработку для шестерни и колеса. Шестерня: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твёрдость HB1СР=302.Колесо: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твёрдость HB2СР=280.Проверяем разностьHB1ср − HB2ср = 282 − 260 = 22что соответствует рекомендуемому диапазону 20…50.Определение допускаемых напряжений изгибаДопускаемыеконтактныенапряжения прирасчетахна прочностьопределяютсяотдельнодлязубьевшестерни[σ]H1иколеса[σ]H2.Коэффициентдолговечности.гдеNH0-числоцикловпеременынапряжений,соответствующеепределувыносливости. Определяется интерполированием по средней твердости поверхностей зубьев с учетом табличных значений [2, стр.55, табл. 3.3] :дляшестерни(присреднейтвердостиHB1ср=282):NH01=25∙106цикловдлязубчатого колеса(присреднейтвердостиHB2ср
=260):NH02=16,5∙106цикловN-числоцикловпеременынапряженийзавесьсрокслужбы: N=573∙ω1,2∙h,Гдеω1,2-угловаяскоростьвала,накоторомустановленышестерняиликолесо;h–срокслужбыпривода:h=16 тыс.часN1=573∙31,986∙16000=293,2∙106циклаN2=573∙7,997∙16000=73,3 ∙106циклаПриусловииN>NH0принимаютKHL=1[2,стр. 55].Так как N1=293,2∙106циклов>NH01=25∙ 106циклов иN2=73,3∙106циклов>NH02=16,5 ∙106циклов,принимаем KHL1=KHL2=1.Допускаемыеконтактныенапряжения[σ]H0,соответствующиепределуконтактнойвыносливостипричислецикловпеременынапряжений[2, стр. 52, табл. 3.1]:[σ]H0=1,8HBср+67[σ]H01=1,8HBср1+67=1,8 ∙ 302+67=610,6 МПа[σ]H02=1,8HBср2+67=1,8 ∙ 280+67=571 МПаДопускаемыеконтактныенапряжения для зубьев шестерни и колеса[2,стр.55]:[σ]H=KHL∙[σ]H0[σ]H1=KHL1∙[σ]H01=1∙610,6=610,6МПа[σ]H2=KHL2∙[σ]
H02=1∙571=571МПаЦилиндрические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьямипри HB1 ср − HB2 ср = 20 … 50 рассчитывают по меньшему значению [σ]Hизполученных, то есть по менее прочным зубьям. Поэтому в качестверасчётногозначениядопускаемыхконтактныхнапряженийпринимаемнапряжениедля зубьевколеса:[σ]H=[σ]H2=571МПаОпределение допускаемых напряжений изгибаПроверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельнодлязубьевшестернии колеса по допускаемым напряжениям изгиба.Коэффициентдолговечности.гдеNF0-числоцикловпеременынапряжений,соответствующеепределувыносливости,для всехсталейNF0=4∙ 106циклов;N-числоцикловпеременынапряженийзавесьсрокслужбы.ПриусловииN>NF0принимаютKFL1=1.ТаккакN1=363∙106циклов>NF0=4∙106цикловиN2=115∙106циклов>NF0=4∙106 циклов,принимаемKFL1=KFL2==1.Определяемдопустимыенапряжениеизгиба[σ]F0,соответствующиепределу изгибнойвыносливостипричислецикловпеременынапряжений[2,с.56]:[σ]F0==1,03HBср[σ]F01=1,03 ∙HBср1=1,03 ∙ 302=311,06МПа[σ]F02=1,03∙
8) расчёт закрытой передачиРисунок 12 – закрытая передача
| Проектный расчет | |||
| Параметр | Значение | Диаметр делительной окружности звездочек, мм: Ведущей  Ведомой  |   |
| Тип цепи | ПР-25.4-6000 | ||
| Шаг цепи p, мм | 25,4 | ||
| Межосевое расстояние  , шагов |  | ||
| Длина цепи  , мм |  | Диаметр окружности выступов звездочек, мм: Ведущей  Ведомой  |   |
| Число звеньев  | 136 | ||
| Число зубьев Ведущей  Ведомой | 23 71 | Диаметр окружности впадин звездочек, мм: Ведущей  Ведомой  |   |
| Сила давления цепи на вал, кН |  | ||
| Проверочный расчет | |||
| Параметр | Допускаемое значение | Расчётные значения | |
| Частота вращения 1/c |  | 305,6 | |
| Число ударов цепи | 20  |  | |
| Коэффициент запаса прочности | 9,5  |  | |
| Давление в шарнирах цепи МПа | 26 | | |
7) Выбор материала, термообработки и твердости Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовой проект, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяют зубчатые колеса с твердостью материала H 350HB. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни HB1 назначается больше твердости колеса HB2. Разность этих твердостей для передач с прямыми и непрямыми зубьями должна составлять 20…50Согласно [2, стр. 52, табл. 3.1, табл. 3.2] выбираем материал и термообработку для шестерни и колеса. Шестерня: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твёрдость HB1СР=302.Колесо: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твёрдость HB2СР=280.Проверяем разностьHB1ср − HB2ср = 282 − 260 = 22что соответствует рекомендуемому диапазону 20…50.Определение допускаемых напряжений изгибаДопускаемыеконтактныенапряжения прирасчетахна прочностьопределяютсяотдельнодлязубьевшестерни[σ]H1иколеса[σ]H2.Коэффициентдолговечности.гдеNH0-числоцикловпеременынапряжений,соответствующеепределувыносливости. Определяется интерполированием по средней твердости поверхностей зубьев с учетом табличных значений [2, стр.55, табл. 3.3] :дляшестерни(присреднейтвердостиHB1ср=282):NH01=25∙106цикловдлязубчатого колеса(присреднейтвердостиHB2ср
=260):NH02=16,5∙106цикловN-числоцикловпеременынапряженийзавесьсрокслужбы: N=573∙ω1,2∙h,Гдеω1,2-угловаяскоростьвала,накоторомустановленышестерняиликолесо;h–срокслужбыпривода:h=16 тыс.часN1=573∙31,986∙16000=293,2∙106циклаN2=573∙7,997∙16000=73,3 ∙106циклаПриусловииN>NH0принимаютKHL=1[2,стр. 55].Так как N1=293,2∙106циклов>NH01=25∙ 106циклов иN2=73,3∙106циклов>NH02=16,5 ∙106циклов,принимаем KHL1=KHL2=1.Допускаемыеконтактныенапряжения[σ]H0,соответствующиепределуконтактнойвыносливостипричислецикловпеременынапряжений[2, стр. 52, табл. 3.1]:[σ]H0=1,8HBср+67[σ]H01=1,8HBср1+67=1,8 ∙ 302+67=610,6 МПа[σ]H02=1,8HBср2+67=1,8 ∙ 280+67=571 МПаДопускаемыеконтактныенапряжения для зубьев шестерни и колеса[2,стр.55]:[σ]H=KHL∙[σ]H0[σ]H1=KHL1∙[σ]H01=1∙610,6=610,6МПа[σ]H2=KHL2∙[σ]
H02=1∙571=571МПаЦилиндрические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьямипри HB1 ср − HB2 ср = 20 … 50 рассчитывают по меньшему значению [σ]Hизполученных, то есть по менее прочным зубьям. Поэтому в качестверасчётногозначениядопускаемыхконтактныхнапряженийпринимаемнапряжениедля зубьевколеса:[σ]H=[σ]H2=571МПаОпределение допускаемых напряжений изгибаПроверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельнодлязубьевшестернии колеса по допускаемым напряжениям изгиба.Коэффициентдолговечности.гдеNF0-числоцикловпеременынапряжений,соответствующеепределувыносливости,для всехсталейNF0=4∙ 106циклов;N-числоцикловпеременынапряженийзавесьсрокслужбы.ПриусловииN>NF0принимаютKFL1=1.ТаккакN1=363∙106циклов>NF0=4∙106цикловиN2=115∙106циклов>NF0=4∙106 циклов,принимаемKFL1=KFL2==1.Определяемдопустимыенапряжениеизгиба[σ]F0,соответствующиепределу изгибнойвыносливостипричислецикловпеременынапряжений[2,с.56]:[σ]F0==1,03HBср[σ]F01=1,03 ∙HBср1=1,03 ∙ 302=311,06МПа[σ]F02=1,03∙
HBср1 = 1,03 ∙ 280 = 288,4 МПа
Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:
[σ]F = KFL ∙ [σ]F0
[σ]F1 = KFL1 ∙ [σ]F01 = 1 ∙ 311,06 = 311,06 МПа
[σ]F2 = KFL2 ∙ [σ]F02 = 1 ∙ 288,4 = 288,4 МПа
Расчет модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [σ]F из полученных, то есть по менее прочным зубьям. Поэтому в качестве расчетного значения принимаем напряжение для зубьев колеса:
[σ]F = [σ]F2 = 288,4 МПа
Таблица 4 Выбор материала и термообработки
| Элемент передачи | Марка стали | Dпред, мм | Термообработ ка | НВ1ср | ????B | ????−???? | ????H | ????F |
| Sпред, мм | НВ2ср | Н/мм2 | ||||||
| Шестерня | 40Х | 125 | У | 302 | 900 | 410 | 610,6 | 311,06 |
| Колесо | 40Х | 125 | У | 280 | 790 | 375 | 571 | 288,4 |