курсовая Э01вариант 3

Расчетные данные

i := 3.3

заданное передаточное отношение

w:= 1500 Вт

мощность на входе

n2 := 470об/мин

частота вращения выходного вала

ηзац := 0.97

КПД зацепления

ηп := 0.99

КПД подшипника качения

n1 := n2 i

=

470 3.3

n1 = 1.55 103 частота вращения входного вала

T1 :=

9550 w ηп2

=

9550 1500 0.992

n1

(470 3.3)

T1 = 9.05 103

н*мм

момент на входном валу

t := 0.3

мин. Время цикла нагружения

L:= 1500

часов

Заданный ресурс

твердость на поверхности шестерни

HRC1 := 50

[4, c.6]

твердость на поверхности колеса

HRC2 := 50

1.1.2 Принимаем коэффициент ширины колеса

ψba:= .4

[1, c.13]

z1 := 21

z2 := 70

z2

полученное передаточное отношение

i :=

i = 3.33

z1

70

- 3.3

Отклонение передаточного числа

21

= 0.01

3.3

1.1.5 определение предельных контактных напряжений

для шестерни

NHO

:= 12 HRC14 = 12 504

NHO

=

7.5 107число циклов, соответствующее

1

1

перелому кривой усталости

поскольку

NHE

> NHO

1

σHпред

:= σHlimb

1

σHпред = 1.05 103 МПа

1

1

1

для колеса

NHO

2

:= 12 HRC24

NHO

= 7.5 107

2

NHE2 := 60 n2 L

NHE2 = 4.23 107

σHlimb2 := σHlimb1

6

NHO

2

σHпред2 := σHlimb2

σHпред = 1.16 103 МПа

NHE2

2

σHпред1

σHдоп:=

σHдоп

= 840

МПа

SH

нагрузки между зубьями

KHα:= 1

коэффициент концентрации нагрузки

KHβ:= 1.03

к-нт динамичности

КД := 1.2

m = 0.98

Округляем до стандартного значения m:= 1

мм

d1 := m z1 =

1 21

d1 = 21

d2 := m z2 =

1 70

d2 = 70

(d1 + d2)

a :=

= 45.5 мм

w

2

x1 := 0 x2

:= 0

коэффициенты смещения

диаметры окружностей вершин

da1 := d1 + 2m

+ 2x1 m

da1 = 23

da2 := d2 + 2m

+ 2x2 m

da2 = 72

df1 := d1 - 2 1.25 m

df1

= 18.5

df2 := d2 - 2 1.25 m

df2

= 67.5

Рабочая ширина венца в первом приближении :

bw:= ψba aw

= .4 45.5

bw = 18.2

V := πd1

n1

V = 1.71

м/с

окружная скорость в зацеплении

60 103

KHv := 1.04

уточненный коэффициент

9600

T

1

К

Д

K

K

K

(i + 1)3

σH

:=

Hα Hβ Hv

= 833.53МПа действующие напряжения

aw

1000 bw i

ηH:=

σHдоп

ηH = 1.002 коэффициент запаса по контактным напряжениям

σH

ШЕСТЕРНЯ

YF1 := 4.1коэффициент формы зуба

KFα:= 1 коэффициент,

учитывающий характер распределения нагрузки между зубьями

KFβ:= KHβ = 1.03

коэффициент концентрации нагрузки

KFV := 1.04

коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку

F :=

2T1

= 862.11 Н сила, действующая в зацеплении

m z1

t1

σF1 :=

KFα KFβ KFV КД Ft1

= 59.9 МПа

действующие напряжения изгиба

m bw

HB1 := 270

твердость шестерни в сердцевине

σFlimb1 := 470

Мпа

NFE1 := NHE = 1.41 108 число циклов

1

9

4 106

σFlim1 := σFlimb1

= 316.37 МПа предел выносливости

N

FE1

YR := 1

коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

YA:= 1

при одностороннем приложении нагрузки

YZ := 0.9

коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса

SF:= 2

σFp1 :=

σFlim1 YR YA YZ

= 142.37

допускаемые напряжения изгиба

SF

ηF:=

σFp1

= 2.38

коэффициент запаса по изгибным напряжениям

σF1

c = 0.7

коэффициент, равный отношению диаметров

полого вала

K:= 4.4

коэффициент концентрации нагрузки

σminus1 := 350МПа

для улучшенной 40Х2Н2BA

3

T1

dвал1 := K

σminus1 (1 - c4)

dвал1 = 14.26

мм

2.2 Выходной вал

T2 :=

9550 w ηп2 ηзац

=

9550 1500 0.992 0.97

n2

470

T2 = 2.9 104

н*мм

момент на выходном валу

c2 := 0.7

σminus2 := 350МПа

для улучшенной 40Х2Н2BA

по той же формуле

3

3

9550 1500 0.992 0.97

T2

470

dвал2 := 3.2

= 3.2

4

- 0.7

4

σminus2 1

- c2

350 (1

)

dвал2 = 15.28

мм

Принимаем

Окружная сила, действующая в зацеплении Ft1 = 862.11

Н (см. 1.5.0)

Принимаем расстояние между опорами l := 2 bw = 37

мм

Согласно эпюре

Мизг :=

Ft1 l

= 7.97 10

3

4

Н мм

τminus1 := 210

МПа

τт := 395

МПа

σminus1 := 350

МПа

σт := 690

МПа

для улучшенной 40Х2Н2BA

t

60

6

расчетное число циклов изгибных напряжений

Np :=

60

NHE2 n2

Np =

1.66 10

9

7

σminus1N :=

σminus1

10

[1], c. 8

N

p

σminus1N = 427.38

9

МПа

7

τminus1N := τminus1

10

[1], c. 9

N

p

τminus1N = 256.43

МПа

W

:=

π

d

3 (1 - c4)момент сопротивления сечения вала изгибу

изг

32

вал2

коэффициент снижения предела выносливости

Kdσ:= 0.92

коэффициент влияния абсолютных размеров

[1], c. 33

K

:= 2

эффективный коэффициент концентрации напряжений для случая

σ

посадки с натягом

[2], c. 192

KFσ:= 0.93

коэффициент влияния качества поверхности

Kv:= 1

вал не подвергается поверхностному упрочнению

Kσ

+

1

- 1

K:=

Kdσ

KFσ

Kv

K = 2.25

амплитуда изгибных напряжений

σminus1 :=

Мизг

σminus1 = 61.86 МПа

Wизг

запас прочности по изгибным напряжениям

n :=

σminus1N

σminus1 K

nσ = 3.07

σ

W

:=

0.2 d

3 (

1 - c4)

момент сопротивления кручению

кр

вал2

Mк:= T2

крутящий момент равен вращающему

τк:=

M

к

τк = 110.33 МПа

W

кр

амплитуда цикла расчетных касательных напряжений

Rτ:= -1

τa

:=

τк

(1 - R

)

τa = 110.33 МПа

2

τ

Kdτ:= Kdσ

[1], c. 10

Kτ:= 1.6

[2], c. 192

[1], c. 10

KFτ:= 0.95

K

1

1

K:=

τ

+

- 1

K = 1.79

Kv

Kdτ

KFτ

запас прочности по касательным напряжениям

n

:=

τminus1N

nτ = 1.3

τ

τa K

n:=

nσ nτ

n

2

+ n

2

n = 1.19

σ

τ

подшипники 100

C :=

4000 Н

[3], c.205

R :=

Ft1

R = 431.06 Н

2

Kδ:= 1.25

по [1, c. 35]

коэффициент динамичности нагрузки

Kt := 1.05

a := 0.44

вероятность безотказной работы 97%, т. к. механизм задействован

в управлении ЛА

[1], c. 35

C 3

6

a

10

L :=

P

h

n2 60

Lh = 5.51 103

что больше заданного ресурса 1500 часов

C

3

6

a

10

L :=

P

h

n1 60

Lh = 1.67 103

что больше заданного ресурса 1500 часов