Розрахунок косозубої передачі
Виготовлення шестірні, колеса. Розрахунок геометрії зубчатої передачі. Вибір матеріалу, розрахунок допустимих напружень для зубчастих коліс. Коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу. Допустиме напруження на згин для зубців шестірні.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | контрольная работа |
| Язык | украинский |
| Дата добавления | 07.12.2010 |
| Размер файла | 165,2 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.
РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНОЇ КОСОЗУБОЇ ПЕРШОЇ ПЕРЕДАЧІ
Вхідні дані
80.4 Н•м - максимальний обертовий момент двигуна;
55 кВт - максимальна потужність автомобіля;
5500 об/хв. - максимальне число обертів двигуна;
3,258;
Розрахунок ведемо за розрахунковим моментом.
Вибір матеріалу та розрахунок допустимих напружень для зубчастих коліс
Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо ([5] табл. 3.12.) матеріал 18ХГТ із термообробкою - цементація. ГОСТ 4543-71.
Допустиме напруження на згин для зубців шестірні
, (1)
де - коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень;
- коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зубця;
В розрахунках приймаємо: 1, 1.
Визначаємо границю витривалості при згині (, табл. 3.19)
; (2)
МПа.
Визначаємо коефіцієнт довговічності першої передачі при згині
, (3)
де - показник довговічності :;
- базове число випробувань, дорівнює ;
- еквівалентне число циклів змін напружень за строк служби передачі.
, (4)
де - час роботи, год;
(5)
- розрахункова частота обертання, дорівнює 3570 об/хв. ;
- коефіцієнт розподілу роботи передач, дорівнює 0.05;
- коефіцієнт пробігу, що характеризує відношення довговічності деталей при розрахунковому моменті і діючим навантаженням, дорівнює 0.7;
- середнє значення пробігу до капітального ремонту, км ;
км
- середня швидкість руху автомобіля, дорівнює 80 км/год;
км/год;
год ;
Тоді коефіцієнт довговічності буде дорівнювати
. (5)
Границя витривалості зубців на згин, що відповідає еквівалентному числу циклів змін напружень
(6)
МПа.
Обираємо коефіцієнт безпеки
, (7)
де 1,55 ([5], табл. 3.19)
1 ([5], табл. 3.21)
=1,55 • 1 = 1,55
Таким чином допустиме напруження на згин для зубців:
МПа
Граничне допустиме напруження на згин
(8)
МПа
Граничне напруження, яке не спричиняє залишкових деформацій або крихкої поломки зубців визначається
(9)
МПа.
Коефіцієнт безпеки
Допустиме контактне напруження
. (10)
Визначаємо границю контактної витривалості зубців, що відповідає базовому числу випробувань
(11)
МПа
Визначаємо коефіцієнт довговічності при контактному навантаженні
, (12)
де - показник довговічності: ;
- базове число випробувань: ;
- еквівалентне число циклів навантаження зубців.
(13)
де - час роботи, дорівнює 75 год;
- розрахункова частота обертання, , дорівнює 3570 об/хв. ;
- коефіцієнт пробігу, що характеризує відношення довговічності деталей при розрахунковому моменті і діючим навантаженням, дорівнює 0,14.
Коефіцієнт довговічності при дії контактних навантажень
Визначаємо еквівалентне число циклів навантаження зубців на кожній передачі за формулою
, (14)
де - час роботи на передачі.
Згідно формули 5.5 отримуємо час роботи на кожній з передач, де коефіцієнт обирався для умов міста
год
Крутний момент на першій передачі:
, (15)
де - ККД зубчатого зачеплення:=0,99;
М - максимальній момент двигуна.
Нм;
Визначаємо границю контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає еквівалентному числу циклів змін напружень
(16)
МПа.
Коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу
1,2
Коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхонь зубців
1;
Коефіцієнт, що враховує колову швидкість
1
Таким чином допустиме контактне напруження для зубців шестірні і колеса:
МПа
Допустиме граничне контактне напруження для шестерні та колеса
(17)
МПа
Проектний розрахунок передачі (вибір основних параметрів передачі)
Приймаємо попередньо число зубців шестірні першої передачі:
15
Число зубців колеса
; (18)
=15 • 3,258 = 49
Для подальших розрахунків вибираємо кут нахилу зубців .
Визначаємо нормальний модуль зачеплення
(19)
де - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців;
1,08
- коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження;
- коефіцієнт ширини зубчатого вінця приймаємо рівним 8
- число зубців шестерні;
- коефіцієнт форми зуба, що встановлється по еквівалентному числу зубців, дорівнює 2,5
мм.
Стандартний модуль зубців ([5] табл. П.9) .
Еквівалентні числа зубців шестірні та колеса
(20)
Розраховуємо між осьову відстань
. (21)
мм
Приймаємо мм і уточняємо кут нахилу лінії зубців:
. (5.22)
Приймаємо
Обчислюємо початковий діаметр шестірні та колеса
(23)
мм;
мм.
Ширина зубчастого вінця
(24)
мм
Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому
Для розрахунку попередньо визначаємо:
Коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців
. (25)
Коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс ([5] табл. 3.12.) матеріал 18ХГТ із термообробкою - цементація ГОСТ 4543-71.
Коефіцієнт сумарної довжини контактної ліній для косозубих передач
, (26)
де - коефіцієнт торцевого перекриття
Коефіцієнт торцевого перекриття
. (27)
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між
1,1;
Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців
1,06;
Коефіцієнт динамічного навантаження
1,03
Розрахункове контактне напруження
(28)
МПа
Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується за умовою:
Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність при дії максимального навантаження
Під час дії максимального навантаження
МПаМПа.
Висновок: контактна міцність забезпечується.
Тут - коефіцієнт перевантаження;
Розрахунок зубців на втому при згині
Коефіцієнт нахилу зубців
. (29)
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями
Для розрахунку приймаємо:
Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців ([5] мал. 3.14)
Коефіцієнт динамічного навантаження ( табл. 3.16)
Питома розрахункова колова сила
(30)
Н
Розрахункове напруження згину:
(31)
МПа;
МПа<МПа.
Висновок: стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується.
Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням
Розрахункове напруження від максимального навантаження
МПа; (32)
МПаМПа
Висновок: міцність зубців на згин при дії максимального навантаження забезпечується.
Розрахунок геометрії зубчатої передачі
Визначаємо зовнішні діаметри виступів шестірні та колеса
(33)
мм
мм
Визначаємо діаметри впадин шестерні та колеса
(34)
мм
мм
Параметри косозубої циліндричної головної передачі наведені у таблиці 5.1
Таблиця 5.1 - Геометричні параметри головної передачі
|
Параметри |
Позначення |
Шестерня |
Колесо |
|
|
Початковий діаметр, мм |
43,6 |
142,4 |
||
|
Зовнішній діаметр виступів, мм |
|
48,6 |
147,4 |
|
|
Діаметр впадин, мм |
38,6 |
137,4 |
||
|
Ширина зубчатого вінця, мм |
20,5 |
|||
|
Міжосьова відстань, мм |
93 |
Подобные документы
Кінематичний і силовий розрахунок передачі. Вибір матеріалу й визначення допустимих напружень. Перевірочний розрахунок зубців передачі на міцність. Конструктивна розробка й розрахунок валів. Підбір та розрахунок підшипників. Вибір змащення редуктора.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 08.01.2013Характеристика основних матеріалів черв’яка і колеса. Визначення допустимих напружень, міжосьової відстані передачі. Перевірочний розрахунок передачі на міцність. Коефіцієнт корисної дії черв’ячної передачі. Перевірка зубців колеса за напруженнями згину.
контрольная работа [189,2 K], добавлен 24.03.2011Методика та етапи розрахунку циліндричних зубчастих передач: вибір та обґрунтування матеріалів, визначення допустимих напружень, проектувальний розрахунок та його перевірка. Вибір матеріалів для виготовлення зубчастих коліс і розрахунок напружень.
контрольная работа [357,1 K], добавлен 27.03.2011Енерго-кінематичний розрахунок привода тягового барабана та орієнтований розрахунок валів. Вибір матеріалів зубчатих коліс, визначення допустимих напружень на контактну міцність і на деформацію згину. Розрахунок клинопасової та зубчатої передачі.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 18.05.2010Завдання на проектування привода стрічкового живильника: вибір електродвигуна, розрахунок зубчастих коліс, валів редуктора, ланцюгової передачі і шпонкових з'єднань, конструктивні розміри шестірні, колеса й корпуса, вибір масел, складання редуктора.
курсовая работа [158,4 K], добавлен 24.12.2010Визначення коефіцієнту корисної дії та передаточного відношення приводу. Розрахунок кутової швидкості обертання вала редуктора. Вибір матеріалу для зубчастих коліс та режимів їх термічної обробки. Обчислення швидкохідної циліндричної зубчастої передачі.
курсовая работа [841,3 K], добавлен 19.10.2021Підбір електродвигуна і кінематичний розрахунок урухомника. Вибір допустимих напружень для коліс і шестерні. Розрахунок валів, передачі на контактну витривалість та зусиль, що виникають в неї. Підбір підшипників кочення, шпонок. Складання редуктора.
курсовая работа [571,1 K], добавлен 25.01.2014Нарізання зубчастих коліс дисковими модульними фрезами. Технологія нарізання зубчастих коліс пальцевими фрезами. Схема роботи зуборізних інструментів. Заокруглення зубців циліндричних зубчастих коліс. Основні методи накатування зубців зубчастих коліс.
реферат [417,6 K], добавлен 23.08.2011Проектувальний розрахунок вісі барабана: вибір матеріалу і допустимих напружень на вигин. Визначення опорних реакцій і згинальних моментів. Розрахунок запасу циклічної міцності вісі; вибір підшипників. Розробка вузла кріплення канату крана до барабана.
контрольная работа [726,7 K], добавлен 04.08.2015Обґрунтування вибору електродвигуна та розрахунки. Допустимі напруження зубців колеса. Параметри та силові залежності передачі, перевірка працездатності ланцюга. Розрахунок і конструювання деталей, послідовність складання та розбирання редуктора.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 20.10.2011
