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
2 Расчёт закрытой косозубой зубчатой передачи
2.1 Выбор марки материала, назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений.
2.1.1 Используя таблицу П21 и П28, назначаем для изготовления зубчатых колёс сталь45 с термической обработкой
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
9
КП 150411.02.000.00 ПЗ
.
2.1.2 Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам
σнр= σнро·kHL,
где σнро- допускаемое контактное напряжение, МПа
σFp= σFp0·kFL,
где σFp0-допустимое напряжение при расчёте на выносливость зубьев при изгибе, МПа
По таблице П28 для стали45, нормализация, HB 180…200
σнро=420МПа,
NНО=107,
σFp0=110 МПа- для реверсивной передачи,
NFО=4·106- для колеса, улучшение НВ240…280
σнро=600 МПа,
NНО=1,5·107 ,
σFp0=130 МПа- для реверсивной предачи,
NFО=4·106 - для шестерни.
2.1.4 Назначаем ресурс передачи
tч≥104 часов
по формуле
NНЕ=NFE=60·tч·n,
находим число циклов перемены напряжений
NНЕ= NFE=60·tч·n2≥60·104·142=8, 52·107,
Так как NНЕ>NНО и NFE> NFО, то значения коэффициентов долговечности вычисляем по формулам
kHL,
kFL ,
kHL=1 и kFL=1
Итак, допускаемые напряжения σII, МПа
для колеса
σIIнр= σнро·kHL,
σIIнр =420·1=420,
σIIFр= σFp0· kFL,
σIIFр =110·1=110,
для шестерни
σIнр= σнро·kHL,
σIнр=600·1=600,
σIFр= σFp0·kFL,
σIFр=130·1=130.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
10
КП 150411.02.000.00 ПЗ
2.2 Определение параметров передачи
2.2.1 Параметры закрытых зубчатых передач начинают определять с вычисления межосевого расстояния аω , мм, по формуле
аω≥ kа(U2+1)
где kа=4300- для стальных косозубых колёс
ψва - коэффициент ширины колеса ψва=0,2…0,8, принимаем ψва=0,4 получаем
ψвd=0,5·ψва· (U2+1),
ψва =0,5·0,4(5+1)=1,2,
kНβ- определяем по таблице П25
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
11
КП 150411.02.000.00 ПЗ
kНβ=1,06
Итак
аω≥4300(5+1) =0,106,
По СТСЭВ 229-75 принимаем аω =112.
2.2.2 По эмпирическому соотношению
mn=(0,01…0,02) аω,
определяем нормальный модуль mn, мм
mn=(0,01…0,02)112= (1,12…2,24),
По СТСЭВ 310-76 принимаем mn=1,5.
2.2.3 Назначаем угол наклона линии зуба β и находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений β=80…200 принимаем β=150.Используя формулу
,
получаем
z1=
z1=
принимаем z1=24, тогда
z2=U·z1,
z2=5·24=120,
принимаем z2=120.
2.2.4 Уточняем передаточное число, U, частоту вращения n, мин-1 , угловую скорость ω, рад/с, тихоходного вала (ведомого) и угол наклона линии зуба
U=
U= стандартное,
n2=
n2=
ω2=
ω2=,
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
12
КП 150411.02.000.00 ПЗ
Из формулы
аω=,
получаем
cosβ=
cosβ=
β=150 24.
2.2.5 Определяем размер окружного модуля
Вычисленное значение mt с таблицы П23 не согласуется и, конечно, не округляется.
2.2.6 Находим делительные диаметры, d, мм, диаметры вершин зубьев da , мм, и впадин df, мм, шестерни и колеса
d1=mt·z1,
d1=1,5555·24=37,332,
da1=d1+2mn,
da1=37,332+2·1,5=40, 332,
df1=d1-2.5mn,
df1=37,332-2,5·1,5=33,582,
d2=mt·z2,
d2=1,5555·129=186, 66,
da2=d2+2mn,
da2=186, 66+2·1,5=189,66,
df2=d2-2.5mn,
df2=189,66-2.5·1,5=182,91.
2.2.7 По формуле уточняем межосевое расстояние аω, мм
аω=,
аω=.
2.2.8 Определяем ширину венца зубчатых колес b, мм
b= ψва·аω,
b =0.4·112=45,
принимаем
b2=45 -для колеса,
b1=47 -для шестерни.
2.3 Вычисление окружной скорости и сил, действующих в зацеплении
2.3.1 Определяем окружную скорость ν, м/с и назначаем степень точности передачи
ν=
ν=,
Таблица 2 рекомендует 9ю степень точности передачи: ν<4 м/с , однако для уменьшения динамической нагрузки на зубья примем 8ю степень точности.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
13
КП 150411.02.000.00 ПЗ
2.3.2 Вычисляем силы, F, Н, действующие в зацеплении
окружная сила
Ft=
Ft=
осевая сила
Fа=Ft·tg,
Fа=1,27·103·tg150 24=350,
радиальная (распорная) сила
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
14
КП 150411.02.000.00 ПЗ
Fr=Ft
Fr=.
2.4 Проверочный расчёт на контактную и изгибную выносливость зубьев.
2.4.1 Определяем коэффициенты, входящие в уравнение
zH=1.73 при β=150 24,
zM=274·103Па1/2,
zε=0.78,
εβ=>0.9,
то по формуле
εa≈[1.88-3.2(1/z1+1/z2)]cosβ,
εa =[1.88-3.2(0,0417+0,0083)]cos150 24=1.66,
kHβ=1.05,
kHα=1,06,
kHu =1.03,
Коэффициент нагрузки
Кн = Кнα·КHβ·КHu =1,06·1,05·1,03=1,14.
2.4.2 По уравнению проверяем контактную выносливость зубьев, Па
ε,
=1.73·274·103·0.78,376·106,
<Р,
376МПа<420МПа.
2.4.3 Определяем коэффициенты, входящие в уравнение
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
15
КП 150411.02.000.00 ПЗ
Коэффициент нагрузки
КF = КFα·КFβ·КFu =0,91·1,10·1,09=1,09,
По формуле вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса
По таблице П27, интерполируя, определим коэффициент формы зуба шестерни
Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
16
КП 150411.02.000.00 ПЗ
Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев шестерни, по этому проверку на выносливость по напряжение изгиба, следует выполнить для зубьев колеса. Значение коэффициента найдём с помощью формулы
2.4.4 По уравнению проверяем выносливость σF , МПа, зубьев при изгибе
σF<σFP’’
66МПА<110МПа