Теми рефератів

> Реферати > Курсові роботи > Звіти з практики > Курсові проекти > Питання та відповіді > Ессе > Доклади > Учбові матеріали > Контрольні роботи > Методички > Лекції > Твори > Підручники > Статті Контакти

Реферати, твори, дипломи, практика » Курсовые обзорные » Розрахунок і проектування приводної станції

Реферат Розрахунок і проектування приводної станції

Тема: Курсовые обзорные

cos О± = 1,5 * 16 * cos 20 Вє = 22,55 мм;

діаметр основного кола у колеса [1]:

dв2 = т * z2 * cos О± = 1,5 * 77 * cos 20 Вє = 108,53 мм;

діаметр кола западин у шестерні [1]:

df1 = d1 - 2 * (с + т) = 27,53 - 2 * (0,25 +1,5) = 24,03 мм;

діаметр кола западин у колеса [1]:

df2 = d2 - 2 * (с + т) = 132,48 - 2 * (0,25 +1,5) = 128,98 мм;

діаметр окружності вершин у шестерні [1]:

dа1 = d1 +2 * т = 27,53 + 2 * 1,5 = 30,53 мм;

діаметр окружності вершин у колеса [1]:

dа2 = d2 +2 * т = 132,48 + 2 * 1,5 = 135,48 мм. b>

7. Вибір матеріалу і термообробки зубчастих передач

Практикою експлуатації та спеціальними дослідженнями встановлено, що навантаження, що допускається при контактної міцності зубів, визначається в основному твердістю матеріалу. Високу твердість у поєднанні з іншими характеристиками, а отже, малі габарити і масу передачі можна отримати при виготовленні зубчастих передач із сталей, підданих термообробці.

Для шестерні тихохідної ступені виберемо марку сталі 45 з твердістю 241 .... 285 НВ і термообробку - поліпшення. Для колеса виберемо марку сталі 45 з твердістю 192 ... 240 НВ і термообробку - поліпшення.

Для тихохідної ступені призначимо твердість для шестерні 270 НВ і для колеса 230 НВ [3].

Для шестерні швидкохідної ступені виберемо марку сталі 45 з твердістю 241 .... 285 НВ і термообробку - поліпшення. Для колеса виберемо марку сталі 45 з твердістю 192 ... 240 НВ і термообробку - поліпшення.

Для швидкохідної ступені призначимо твердість для шестерні 270 НВ і для колеса 230 НВ [3].

7.1. Допустимі контактні напруги

Допустимі контактні напруги розрахуємо за формулою:

[ПѓН] 1 + [ОЈН] 2

[ПѓН] =,

де [ПѓН] 1 - допустимі контактні напруги для шестірні тихохідної ступені;

[ПѓН] 2 - допустимі контактні напруги для колеса тихохідної ступені;

[ПѓН] 1 = ПѓНlim1 * zN1/sN1;

[ПѓН] 2 = ПѓНlim2 * zN2/sN2;

Розрахуємо межі витривалості для шестірні і колеса [3]:

ПѓНlim1 = 2 * HB + 70 = 2 * 270 + 70 = 610 МПа;

ПѓНlim2 = 2 * HB + 70 = 2 * 230 + 70 = 530 МПа;

Коефіцієнти довговічності визначимо за формулою [3]:

zN = в€љ NHG/NHE,

де NHG - базове число циклів навантаження;

NHE - циклічна довговічність;

За графіком визначимо [3]:

NHG1 = 11 * 10

NHG2 = 10 * 10

Циклічну довговічність визначимо за формулою [3]:

NHE = ОјН * Nк = ОјН * 60 * с * п * LH,

Де с - число зачеплень зуба за один оборот колеса;

п - частота обертання;

LH - тривалість роботи (ресурс);

ОјН - коефіцієнт еквівалентності. Для заданого режиму роботи 2 визначаємо, що ОјН = 0,25;

Отримаємо:

NHE1 = 0,25 * 60 * 1 * 296,4 * 18000 = 80 * 10;

NHE2 = 0,25 * 60 * 1 * 75,8 * 18000 = 20,47 * 10;

Розрахуємо коефіцієнт довговічності:

zN1 = в€љ NHG1/NHE1 = 11 * 10/80 * 10 = 0,72;

zN2 = в€љ NHG2/NHE2 = 10 * 10/20,47 * 10 = 0,89;

тому знайдені числові значення коефіцієнтів довговічності НЕ задовольняють умові 1 в‰¤ zN в‰¤ 2,4 [3]. То для колеса і шестерні приймаємо zN = 1. p> Значення коефіцієнта надійності приймемо рівним SH = 1,1. p> Допустимі контактні напруги на колесі і на шестерні:

[ПѓН] 1 = 610 * 1/1, 1 = 554 МПа;

[ПѓН] 2 = 530 * 1/1, 1 = 481 МПа;

Допустиме контактне напруження:

554 + 481

[ПѓН] == 518 МПа. p> 2

7.2. Допустимі згинні напруги

Допустиме згинальної напруга визначимо за формулою [3]:

[ПѓF] = ПѓFlim * KFC * KFL/SF,

де ПѓFlim - межа витривалості зубів по напруженням вигину, МПа;

KFC - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження (при односторонній навантаженні KFC = 1;

KFL - коефіцієнт довговічності;

SF - коефіцієнт безпеки;