На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти готовые бесплатные и платные работы или заказать написание уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов по самым низким ценам. Добавив заявку на написание требуемой для вас работы, вы узнаете реальную стоимость ее выполнения.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Быстрая помощь студентам

 

Результат поиска


Наименование:


задача Расчет тихоходной ступени двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора

Информация:

Тип работы: задача. Добавлен: 02.06.2012. Сдан: 2010. Страниц: 5. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


МГТУ  им. Н.Э. Баумана. Каф. РК-3
Домашнее  задание №2
«РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ
ДВУХСТУПЕНЧАТОГО  ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО  СООСНОГО РЕДУКТОРА»
                   
                   
                   
                   
                   
                   
                   
                   
                   
                  Студентка:
                  Группа: 

                  Преподаватель:
                  Дата  предъявления:

2009г 
Определение исходных данных.

Вид передачи –  прямозубая (из технического задания);
Типовой режим  нагружения – II;
Вращающий момент на шестерне - ,
    где - КПД зубчатой передачи с цилиндрическими колесами (выбирается из таблицы 2, стр.8 ), для закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами, работающей в масляной ванне, : 0.96-0.98. Мы выбрали среднее значение. Значение передаточного числа посчитано ниже.
Требуемый ресурс передачи –  ч;
Частота вращения шестерни – при заданной частоте вращения колеса частоту вращения шестерни находим: ;
Передаточное  число –  ;
    определяем  при , тогда ;
Марка стали – шестерня и колесо: 35 ХM;
Вариант термообработки –
      тихоходная  ступень: шестерня и колесо – закалка  ТВЧ;
на поверхности (и колесо, и шестерня): (48-53 HRC), в сердцевине: (48-53 HRC).
Передача закрытая.
Схема редуктора

рис. 1
 

1. Предварительное (в первом приближении) значение межосевого расстояния определим по следующей формуле:

Так как  (стр. 34), K=10. Зацепление внешнее, поэтому берем знак «плюс». Тогда
;

2. Уточним найденное  значение межосевого расстояния (второе приближение):
,

где (для прямозубых колес), (выбирается в зависимости от положения зубчатых колес относительно опор; в данном случает положение симметричное, поэтому коэффициент ширины ; Меньшие значения рекомендуются для передач с повышенной твердостью поверхностей зубьев ( ), поэтому выбираем наименьшее значение);
Коэффициент нагрузки:
,

где - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления шестерни и колеса. 

Коэффициент определим по таблице 12 (стр. 28). Для этого рассчитаем окружную скорость:
.

По таблице 13 (стр. 35) назначаем 9-ую степень точности (грубые передачи) и по таблице 12 ( - вариант Б; ) выбираем
.

При определении  коэффициента значение коэффициента вычисляем по формуле:
.

По номограммам  на рис. 12 (стр. 29) определим
.

Коэффициент определим по формуле:
,

;

где =8 (число, определяющее степень точности по нормам плавности; задано в исходных данных). Тогда
.

Подставим все найденные коэффициенты в начальную формулу:
.

Определим допускаемое  контактное напряжение
,

где - предел контактной выносливости (выбираем по таблице 8, стр. 19), - коэффициент долговечности, - коэффициент запаса прочности.
По виду термической  обработки выберем
.

Коэффициент долговечности  рассчитаем по следующей формуле:
,

где - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, - эквивалентное число циклов.
.

,

где - коэффициент эквивалентности по циклам, учитывающий тип режима нагружения и характер накопления повреждений (выбирается по таблице 11, стр. 26), в данном случае .
- требуемый ресурс рассчитываемого  зубчатого колеса в циклах,
,

где - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот, в соответствии с рисунком 9 .
. Тогда
;

;

.

Рассчитаем коэффициент запаса прочности:
,

где - минимальный коэффициент запаса; - для зубчатых колес с поверхностным упрочнением; - коэффициент запаса, =1.13 – для передач, выход которых из строя связан с тяжелыми последствиями; - коэффициент запаса, учитывающий упрощения (допущения) при определении действующих и допускаемых напряжений, .
;

;

.

Округляем до ближайшего стандартного значения. Получаем . 
 

3. Ширина венца  колеса равна рабочей ширине  передачи, т.е.
,

ширина шестерни
.

Округлим до ближайших целых значений, получим:
;

.
 

4.Определим нормальный  модуль зубчатого колеса:
,

где коэффициент  определим по таблице 14 (стр. 36) из расчета, что  :
. Выберем среднее значение  .
,

округлим  до ближайшего большего по ГОСТ 9563-60 (стр. 37), (выбрали из первого ряда).
Должно  выполняться следующее соотношение
.

Рассчитаем значения и :
,

где   - для прямозубых передач, - коэффициент нагрузки, - допускаемое напряжение изгиба для колеса:
,

где - коэффициент долговечности ( ), - показатель степени кривой усталости. Для поверхностно упрочненных . Тогда .
,


, поэтому примем .
Коэффициент запаса прочности найдем по формуле:
,

, ,
;

Предел выносливости выберем по таблице 10 (стр. 22): при  данном режиме термообработки и данной маркой стали (35ХМ) . Возьмем среднее значение . Тогда
;

;

Округляя до ближайшего большего по ГОСТ 9563-60 (стр. 37), получим  .
Максимально допустимый модуль определим из условия неподрезания зубьев у основания:
.

Округляя до ближайшего большего по ГОСТ 9563-60 (стр. 37), получим  . 

Теперь проверим выполнение условия
;

- верно!
 
 

5.Суммарное число  зубьев определим по формуле  для прямозубых передач:
.
 
 

6. Вычислим числа  зубьев шестерни  и колеса :
.

Округляем до целого: . .
Для внешнего зацепления:
.
 
 

7. Определим  фактическое значение передаточного  числа с точностью до 0.01:
 
 

8. Проверочный  расчет на контактную выносливость проведем по зависимости:
,

где осредненное  значение коэффициента для прямозубых передач .
,

%.

Погрешность меньше 15% => ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные. 
 

9. Проведем проверочный  расчет на выносливость при  изгибе для зубьев шестерни  и колеса.
Согласно условию  прочности:
,

где - коэффициент нагрузки, учитывающий влияние динамических и дополнительных (внутренних) нагрузок, возникающих в зацеплении, - коэффициент, учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев, - окружная сила, определяемая по формуле:
.

Определение коэффициента :
,

где - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, - коэффициент, учитывающий наклон зуба, - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
По рис. 14 (стр.40)  определим при  : для , для .
;

(для прямозубых передач).

;

;

;

;

;

.
 

10. Определим геометрические параметры передачи.
Коэффициент смещения инструмента
;

Диаметры делительных  окружностей
;

.

Диаметры вершин зубьев
;

.

Диаметры впадин зубьев
;

.

 

11. Определим силы в зацеплении:
;

;

.
 
 

Параметры зубчатых колес 

Параметр Обозначение Значение  параметра
шестерни колеса
Модуль m 2 2
Число зубьев z 32 128
Угол  наклона
0 0
Направление линии зуба -
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.