Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
4. Проверочный расчет зубчатой передачи
Цилиндрическая передача
В кинематическом расчете были получены следующие номинальные параметры: частоты вращения: nдв = 715мин-1; шестерни n1 = 293,8 мин-1;
колеса n2 = 65,3 мин-1; передаточные числа uред = 4,5; ременной передачи
uрп = 2,43; общее u0 =10,95; моменты на валах: шестерни Т1 = 52,68Н∙м; колеса Т2 = 542,44Н∙м; Тзв = 526,275Н∙м.
1. В результате проектировочных расчетов передач были получены фактические передаточные числа: uФред = 4,44; uФрп = 2,52; uФ0 = 4,44∙2,52 =
= 11,18. Отклонение ∆u0 = 100∙(10,95 – 11,18)/10,95 = 2,2%, что меньше допускаемого [±4%].
Уточнение частот вращения и моментов на валах
Вал М 1 2 ЗВ
ni, мин-1 715 294,23 66,7 66,7
Tj,H∙м 51,6 52,65 542,44 526,275
где обозначено М – вал двигателя;
ЗВ – вал приводных звездочек.
2. Проверка механических характеристик материалов цилиндрических колес в зависимости от размеров заготовок DЗАГ, SЗАГ из условия DЗАГ ≤ D, SЗАГ ≤ S.
а). шестерни z1 DЗАГ = da1 + 6 = 40,73 + 6 + 46,73мм
DЗАГ = 50 < 125мм
б) для сплошного колеса (без выточек) в единичном производстве
SЗАГ = b2 + 4мм = 40 + 4 = 44 < 80мм.
Механические характеристики механизмов определены верно.
3. Окружная скорость υ = π∙d1∙n1/60000 = π∙36,73∙294,23/60000 = 0,56м/с(в проектировочном расчете было 0,56м/с). Так как скорость υ, схема передачи
ψbd = b2/d1 = 40/36,7 = 1,09(было 1,1), твердости зубьев, степени точности практически не изменилась, то составляющие коэффициента расчетной нагрузки по контактным напряжениям остались прежними:
КН = 1,02∙1,015∙1,15 = 1,19.
4. Контактные напряжения по формуле
σН = zσ[KH∙T1(uф+1)3/(b2∙ uф)]1/2/aW = 8400[1,19∙51,6(4,44 + 1)3/(40∙4,44)]1/2/100 =
626,7 < 639
∆σH = 100(626,7 - 639)/639 = - 1,9% < [15…20%]
Условия сопротивления контактной усталости зубьев выполняется.
5. Коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба.
Коэффициент динамической нагрузки при υ = 0,56м/с Н2 < 350НВ; 8 степени точности; при косых зубьях КFV = 1,03. Коэффициент KFβ = 0,18 + 0,82∙1,05 = 1,041; коэффициент KFα = KHα0 = 1,5.
Коэффициент расчетной нагрузки KF = 1,03∙1,041∙1,5 = 1,61.
6. Окружное усилие F1 = 2000∙T1/d1 = 2000∙51,6/36,73 = 2809,7MПа
Эквивалентное число зубьев колеса zυ2 = 80/cos311,478341 = 85; шестерни
zυ1 = 18/cos311,478341 = 19. Коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений YFS2 и YFS1 при х = 0 YFS2 = 3,47 + 13,2/zυ – 27,9x/zυ + 0,092x2 =
3,47 + 13,2/85 = 3,625; YFS1 = 3,47 + 13,20/20 = 4,13. Коэффициент угла наклона
зуба по формуле Yβ = 1 – β/100 = 1 – 0,1184/100 = 0,885 > 0,7. Коэффициент перекрытия для косых зубьев Yε = 0,65.
7. Напряжение изгиба в ножке зуба колеса по формуле
σF2 = (KF∙Ft∙ YFS2∙Yβ∙ Yε) / (b2∙m) = 1,61∙2809,7∙3,625∙0,885∙0,65/40∙2 = 117,9 <
< [σF]2 = 284МПа;
в ножке зуба шестерни по формуле σF1 = σF2∙ YFS1/ YFS2 ≤ [σF]1.
σF1 = 117,9∙4,13/3,625 = 134,3 < [σF]1 = 310МПа.
Условия изгибной выносливости зубьев выполняются.