Создан заказ №4015742
24 мая 2019
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ Исходные данные Частота вращения шестерни n1 об/мин Вращающийся момент на шестерни Т1
Как заказчик описал требования к работе:
Необходима помощь в выполнении контрольной работы по прикладной механике, состоящей из пяти заданий. В формате "word"
Фрагмент выполненной работы:
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Исходные данные
Частота вращения шестерни n1, об/мин Вращающийся момент на шестерни Т1, Н*м Передаточное число, u Ресурс работы передачи,
Lh, час Тип передачи Компоновка цилиндрической передачи Твердость шестерни Коэффициент перегрузки Кпер
7250 3,19 5,2 28000 прямозубая 3 НВ 300 2,8
Решение:
. Выбор стали и варианта термической обработки:
По табл.5.2 [1, стр.66] согласно твердости на шестерне 300НВ на поверхности зубьев шестерни выбираем I вариант термообработки - улучшения.
Для выбранного I варианта термообработки назначаем среднюю твердость на поверхности зубьев колеса на 10% меньше, чем средняя твердость на повехности зубьев шестерни т.е. (работа была выполнена специалистами author24.ru) 272НВ.
По табл.5.3 [1, стр.66] выбираем марку стали для изготовления шестерни и колеса согласно заданной твердости и выбранного способа термообработки – сталь 40Х.
Результаты выбора представлены в табл.4
Таблица 4. Резльтаты выбора материала колес передачи
Вариант термообработки Марка стали Термообработка Твердость на поверхности зубьев НВср
шестерни колеса шестерни колеса
I Сталь 40Х Улучшение Улучшение 300НВ 272НВ
2. Расчет допускаемых контактных напряжений.
Допускаемые контактные напряжения [σ]H1 и [σ]H2 определяются по формуле:
[σ]H = σH lim * ZN*ZR*ZvSH,
где σH lim – предел контактной выносливости зубьев, определяется по формуле:
σH lim = 2 * НВср + 70,
- для шестерни: σH lim1 = 2 * 300 + 70 = 670МПа;
- для колеса: σH lim2 = 2 * 272 + 70 = 614МПа.
ZN – коэффициент долговечности, определяемый по формуле:
ZN = 6NHGNHE,
NHG – число циклов, соотвествующее перелому кривой усталости, определяемое по формуле:
NHG = 60 * НВср2,4,
- для шестерни: NHG1 = 60 * 3002,4 = 5,29 * 107;
- для колеса: NHG2 = 60 * 2722,4 = 4,18 * 107.
NHE – эквивалентное число циклов нагружения определяемое по формуле:
NHE = μн * Nk,
где μн = 1 – коэффициент эквивалентности, определяется по табл.5.5 [1, стр.69];
Nk – назначенный ресурс передачи в циклах перемены напряжений определяется по формуле:
Nk = n * nз * Lh * 60,
n – частота вращения:
- для шестерни: n1 = 7250об/мин;
- для колеса: n2 = n1 / u = 7250 / 5,2 = 1394,23об/мин.
nз = 1 – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.
- для шестерни: Nk1 = 7250 * 1 * 28000 * 60 = 1218 * 107;
- для колеса: Nk2 = 1394,23 * 1 * 28000 * 60 = 234,24 * 107.
- для шестерни: NHE1 = 1 * 1218 * 107 = 1218 * 107;
- для колеса: NHE2 = 1 * 234,24 * 107 = 234,24 * 107.
Так как
- для шестерни: NHE1 = 1218 * 107 > NHG1 = 5,29 * 107;
- для колеса: NHE2 = 234,24 * 107 > NHG2 = 4,18 * 107.
Принимаем:
- для шестерни: NHE1 = NHG1 = 5,29 * 107;
- для колеса: NHE2 = NHG2 = 4,18 * 107.
- для шестерни: ZN1 = 65,29*1075,29* 107 = 1.
- для колеса: ZN2 = 64,18*1074,18* 107 = 1.
ZR = 0,9 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопря-женных поверхностей зубьев;
Zv = 1,15 – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;
SH = 1,1 коэффициент запаса прочности.
Для шестерни: [σ]H1 = 670 * 1*0,9*1,151,1 = 630,41МПа.
Для колеса: [σ]H2 = 614 * 1*0,9*1,151,1 = 577,72МПа.
Для дальнейших расчетов допускаемое контактное напряжение принимаем [σ]H = 577,72МПа.
3. Расчет допускаемых напряжений изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба [σ]F1 и [σ]F2 определяются по формуле:
[σ]F = σF lim * YN*YR*YASF,
где σF lim – предел выносливости при изгибе зубьев, определяется по формуле:
σF lim = 1,75 * НВср,
- для шестерни: σF lim1 = 1,75 * 300 = 525МПа;
- для колеса: σH lim2 = 1,75 * 272 = 476МПа.
YN – коэффициент долговечности, определяемый по формуле:
YN = qNFGNFE,
NFG = 4 * 106 – число циклов, соотвествующее перелому кривой усталос-ти
NFE – эквивалентное число циклов нагружения определяемое по формуле:
NFE = μf * Nk,
где μf = 1 – коэффициент эквивалентности, определяется по табл.5.5 [1, стр.69].
Для шестерни: NFE1 = 1 * 1218 * 107 = 1218 * 107;
Для колеса: NFE2 = 1 * 234,24 * 107 = 234,24 * 107.
Так как
- для шестерни: NFE1 = 1218 * 107 > NFG1 = 4 * 106;
- для колеса: NFE2 = 234,24 * 107 > NFG2 = 4 * 106.
Принимаем:
- для шестерни: NFE1 = NFG1 = 4 * 106;
- для колеса: NFE2 = NFG2 = 4 * 106.
- для шестерни: ZF1 = 64*1064* 106 = 1.
- для колеса: ZF2 = 64*1064* 106 = 1.
ZR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопря-женных поверхностей зубьев;
ZA = 0,65 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего прило-жения нагрузки;
SF = 1,7 - коэффициент запаса прочности.
Для шестерни: [σ]F1 = 525 * 1*1*0,651,7 = 200,74МПа.
Для колеса: [σ]F2 = 476 * 1*1*0,651,7 = 182МПа.
4. Определение предварительного межосевого расстояния aω/ определя-ется по формуле:
aω/ ≥ K * (u +1) * 3Т1u ;
где К = 10 – коэффициент твердости поверхности зубьев определяемый по табл.5.7 [1, стр.73 ].
aω/ ≥ 10 * (5,2 + 1) * 33,195,2 = 52,68мм.
5. Определение окружной скорости v по формуле:
v = 2*π*aω/*n160*(u+1) = 2*3,14*0,053*725060*(5,2+1) = 6,49м/с.
6. Определение степени точности передачи.
По табл.5.8 [1, стр.73 ] принимаем 7-ю степень точности. nст = 7.
7...Посмотреть предложения по расчету стоимости
Заказчик
заплатил
заплатил
200 ₽
Заказчик не использовал рассрочку
Гарантия сервиса
Автор24
Автор24
20 дней
Заказчик принял работу без использования гарантии
25 мая 2019
Заказ завершен, заказчик получил финальный файл с работой
5
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Исходные данные
Частота вращения шестерни n1 об/мин Вращающийся момент на шестерни Т1.docx
2019-12-22 17:25
Последний отзыв студента о бирже Автор24
Общая оценка
4.4
Положительно
Работа выполнена на 85 баллов на Отлично! Автор знает свое дело. Обращайтесь к нему, не пожалеете :)
Хочешь такую же работу?
300 ₽
