Металлорежушие станки

Курсовой проект - Разное

Другие курсовые по предмету Разное

Для того чтобы скачать эту работу.
1. Подтвердите что Вы не робот:
2. И нажмите на эту кнопку.
закрыть



[2,таб.10.10]:

Кdσ = Кdt=0,85 [2, таб.10.7]:

КFσ =0,85 КFt=0,9 [2,таб.10.8]:

Кν =2,5[2,таб.10.9]:

КσD=

КtD=

σ -1D = 330 /1,15=287

t-1D = 180 /1,06=170

ytD=yt/KtD

 

где:

ytD- коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

yt - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений

 

ytD=0,09/1,06=0,085

Ss =

St =

S=

Так как [S]=1,52,0 то условие прочности выполняется

 

.2 Расчет зубчатых передач на прочность

 

Выбор материала зубчатых колес

Материал колёс 40Х HRC 4648

термообработка улучшение и закалка ТВЧ

-твердость поверхности 46 .. 48 HRC;

-твердость сердцевины240 .. 290 HB;

-предел текучестиsт = 720 МПа.

Допускаемые контактное напряжения [s]H = 835 МПа;

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле

 

[s]F = [s]F lim х YN х YR х YA / SF .

 

где[s]Flim - предел выносливости при отнулевом цикле напряжений;

YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;

YR - коэффициент долговечности, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;

YA - коэффициент долговечности, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки - реверса; F - коэффициент запаса прочности.

[s]Flim определяем по эмпирической формуле для способа обработки закалка ТВЧ сквозная:

[s]F lim = 450 МПа .

Коэффициент долговечности YN, учитывающий влияние ресурса определим по формуле в зависимости от числа циклов нагружения:

 

,

 

при условии

 

YN YNmax ,

 

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

Для напряжений изгиба:

 

NFG = 4 х 106

 

Т.к. число циклов Nk нагружения больше NFG:по сравнению другими колесами:

 

Nk = 95 х 107 > 4 х 106

 

принимаем:

 

YN = 1.

 

YR - коэффициент долговечности, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем для зубошлифования:

 

YR = 1

 

YA - коэффициент долговечности, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки - реверса, для закаленных сталей и реверсирующей нагрузки:

 

YA = 0,75

 

Минимальное значение коэффициент запаса прочности SF:

F = 1,7

 

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

 

[s]F=[s]Flim х YN х YR х YА / SF = 450 х 1 х 1 х 0,75 / 1,7 = 198,53 МПа;

 

Расчет будем вести для той зубчатой пары ступени, которая обеспечивает наибольшее передаточное отношение

Число зубьев шестерни:

 

z1 = 35.

 

Число зубьев колеса:

 

z2 = 56.

 

Максимальное передаточное число:

 

u1 = z2/ z1 = 56/ 35 = 1,6.

 

13.3 Расчетное значение контактного напряжения

 

,

 

гдеZs = 9600 МПа1/2 для прямозубых колес;

KH - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность.

Определим KH по формуле:

 

KH = KHv х KHb х KHa

 

гдеKHv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса;

КHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников;

КHa - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

KHv - принимаем в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.

 

KHv = 1,09:

 

Коэффициент КHb определяем по формуле:

 

КHb = 1 + (КHb0 - 1) х КHw

 

где КHw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью по табл.:

 

КHw = 0,9:

 

Коэффициент КHb:

 

КHb = 1 + (КHb0 - 1) х КHw = 1 + (1,11 - 1) х 0,9 = 1,1.

 

Коэффициент КH определяем по формуле :

 

КHa = 1 + (КHa0 - 1) х КHw

 

Начальное значение коэффициента KH0 распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления определяем в зависимости от степени точности по нормам плавности, для прямозубых передач 7 степени точности:

 

КHa0 = 1 + 0,06 х (nст - 5), при 1 КHa0 1,25.

 

Вычислим значение коэффициентов:

 

КHa0 = 1 + 0,06 х (nст - 5) = 1 + 0,06 х (7 - 5) = 1,12.

КHa = 1 + (КHa0 - 1) х КHw = 1 + (1,12 - 1) х 0,9 = 1,11.

KH=KHv х KHb х KHa=1,09 х 1,1 х 1,11=1,33.

 

Определим расчетное контактное напряжение:

 

МПа.

 

Отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого:

 

DsH = ([s]H - sH)/ [s]H х100%= (835 -653) /835х 100%= 17 %.

 

Расчетное контактное напряжение меньше допускаемого на 17% <20 %, следовательно параметры передачи оставляем без изменения.

 

13.4 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

 

,

 

гдеKF - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;

YFS6 - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений для колеса ;

Yb - коэффициент, учитывающий наклон зуба в косозубой передаче;

Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Определим KF по формуле :

 

KF = KFv x KFb x KFa,

 

гдеKFv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса;

KFa - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Значения KFv принимают в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей:

 

KFv = 1,09:

 

Значения KFa определяют так же, как при расчетах на контактную прочность:

 

KFa = КНβ0 = 1,12.

KFb = 0,18 + 0,82 x KHb0

KFb = 0,18 + 0,82 x 1,12 = 1,1F = KFv x KFb x KFa = 1,09 x 1,09 * 1,12 = 1,33.

 

Значение коэффициента YFS2 определяем для z=56

 

YFS4 = 3,6:

 

Для прямозубой передачи :

 

Yb =1.

Ye =1.

 

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса:

 

< [s]F = 242,6 МПа

< [s]F1 = 242,6 МПа

 

Напряжения изгиба меньше, чем допускаемые - следовательно параметры передачи оставляем без изменений.

 

 

14. Проверка подшипников на грузоподъемность

 

проведем расчет для второго вала.

Наиболее нагруженной опорой является опора В.

Выбираем подшипник №205-шарикоподшипник радиальный однорядный.

 

С=14000 Н

С0=6950 Н

 

Требуемый ресурс Lh=10000ч

Нагрузка в опоре В:

Находим Х=1 и Y=0

Эквивалентная нагрузка:

 

P=(X х V х Fr+Y х Fa) х Kσ х Kτ

Р=(1х1х1406,6)х1,3х1= 1827,8 Н

 

Эквивалентная долговечность:

 

Lhe=Lh х Khe=10000 х 0,125=1250часов

 

Требуемый ресурс на расчетном режиме:

Lе=60 х 10-6 х n х Lhe=60 х 106 х 200 х 1250=15 млн.об.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

 

Сr=P*=5138,4 H

С=14000 Н

Сr<C; 5138,8 < 14000.

Подшипник пригоден, так как расчетная динамическая грузоподъемность меньше требуемой.

 

14.1 Проверка подшипников на долговечность

 

Lh>Lhe 1612>1250 час

 

 

15. Расчёт шличевого соединения

 

Проверим шлицевoе соединение. Шлицевое соединение считается на прочность по следующей формуле:

 

 

Допускаемое напряжение смятия =35 МПа

Так как , то шлицевые соединения на промежуточном валу удовлетворяют условию прочности.

 

 

16. Расчёт шпоночного соединения

 

Для 35: b =10 мм. h = 8 мм. lр = 70 мм.

- условие выполняется

 

 

17.Расчёт ремённой передачи

 

Исходные денные: d2 = 55,9 мм.

d1 = 50 мм.

Рн=3,0 кВт

Клиновая ременная передача:

При частоте вращения малого шкива d1 = 50 мм 2850 об/мин и передаваемой мощности 3 кВт используется ремень с сечением В.

При частоте вращения малого шкива d1 = 50 мм 2850 об/мин и передаваемой мощности 3 кВт, при передаточном отношении i=1,12, мощность передаваемая одним ремнем Рp1 = 1,6 кВт

Число ремней необходимое для передачи мощности 3 кВт:

 

 

Принимаем n = 2.

 

 

Список использованной литературы