Лекции.Орг


Поиск:




Расчет быстроходной ступени 2 страница




 

NFlim1,2=4 6

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме

Nк =NFЕ

(2.7)

 

 

Примем YN1,2=1

 

2.3 Проектировочный расчет.

 

Выберем значение угла наклона зуба β. Для шевронных передач β=250…400, примем β=300.

Начальный диаметр шестерни найдем по формуле:

(2.8)

 

Кd - вспомогательный коэффициент,

Кd=675 (для косозубых и шевронных передач)

, т.к. Nc11>

5,354 > , то

Т= исходная расчетная нагрузка, Нм (2.9)

 

Т=

 

Ψвd=0,6 – параметр, определяющий рабочую ширину венца зубчатой передачи при известном начальном диаметре.

Кнβ=1,09 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

 

мм

 

Определим ширину зубчатого венца:

 

колеса = = (2.10)

 

= =22,146 мм

 

шестерни В12+(5…10) (2.11)

 

В1= мм

 

Определяем ориентировочное значение модуля по формуле:

(2.12)

 

Т1F= Т=4,434 Нм

Кm=8150 – вспомогательный коэффициент для косозубых передач

К=1,19 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

 

Выбрана закалка ТВЧ => m 2,5, примим m=2,5

Определяем число зубьев шестерни по формуле:

 

=17 (2.13)

 

=17 – условие не выполняется, примем число зубьев большее чем Z1min

Т.к. U=5, примем Z1=12

Z2=60

Найдем делительное межосевое расстояние по формуле:

(2.14)

 

=103,923 aw=105 мм

 

Определим угол наклона зуба

(2.15)

 

Основной угол наклона зуба

βв=arcsin(sinβ cos20) (2.16)

 

βв=arcsin(sin31,0027 cos20)=28,947=280

 

Делительный угол профиля в торцевом сечении

αt=arctg (2.17)

 

αt=arctg

Начальный диаметр

шестерни dW1=

 

колеса dW2= мм

 

 

т.к. уточнен начальный диаметр, уточним ширину зубчатого венца шестерни и колеса

В2=35 21 мм

В1=21+8=29 мм

Делительный диаметр

шестерни d1= , d1= мм

колеса d2= , d2= мм

Диаметр вершин зубьев

шестерни: da1=d1 + 2m=40 мм

колеса: da2=d2 + 2m=180 мм

Диаметр впадин зубьев

шестерни: df1=d1 - 2 m=28,75 мм

колеса: df2=d2 - 2 m =168,75 мм

Изобразим на рисунке 2 расположение диаметров колеса и шестерни.

 

 

Рис.2 Схема расположения диаметров шестерни и колеса.

Основной диаметр:

шестерни dв1=d1cosαt=32,215 мм

колеса dв2=d2cosαt=161,079 мм

 

Определим коэффициент торцевого перекрытия по формуле

(2.18)

 

коэффициент осевого перекрытия

 

Суммарный коэффициент перекрытия

εγαβ

εγ= 1,303+0,87=2,173

 

Эквивалентное число зубьев:

шестерни Zυ1= колеса Zυ2=

 

шестерни Zυ1=

колеса Zυ2=

Окружная скорость

V= м/с

 

 

2.4 Проверочные расчеты.

 

 

Проверочный расчет на контактную выносливость:

 

ZЕ- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.

ZЕ=190

Zн- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

Zн= (2.21)

 

Zн=

 

Zε- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Zε= =0,885 при

F – окружная сила на делительном цилиндре, Н:

 

F=

Kнv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:

Kнv=1+ (2.22)

 

-удельная окружная динамическая сила, Н/м

н g0 V (2.23)

 

-предельное значение удельной окружной динамической силы

δн=0,02; g0=4,7; =240

=0,02 2,592

 

Kнv=1+ =1,0584

Kнβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок по длине контактных линий

 

Kнβ=1+

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок по длине контактных линий в начальный период работы передачи.

 

=1+Кк

Кк=0,14

 

=1+0,14

 

Кнw- коэффициент, учитывающий приработку зубьев

 

Кнw=1- (2.26)

 

Кнw=1-

 

Kнβ=1+

 

Kнα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Для косозубых и шевронных передач

Kнα=1,02+0,005 =1,02+0,005

Kнα 1,033

 

Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.

(2.27)

Т1 max- наибольший вращающий момент на валу, Нм

Кнv max – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при нагрузке Т1 max:

Кнv max=1+ (2.28)

 

Кнv max=1+ =1,029

 

σнр max- допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных дефформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя.

σнр max=2,8σт = 2,8 =1820

 

Расчет зубьев на выносливость при изгибе.

σF1(2)=

 

FtF- окружная сила на делительном цилиндре, Н

 

FtF= FtF= Н

 

КFV- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса

KFv=1+ (2.30)

-удельная окружная динамическая сила, Н/м

F g0 V (2.31)

-предельное значение удельной окружной динамической силы

δF=0,06; g0=4,7; =240

=0,06 2,592

КFβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

К= (2.32)

NF= =0,66 h=2m=5

 

К= =1,013

К - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

 

К= = =0,883,

где ст=7 - степень точности передачи.

 

YFs - - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

YFs1(2)= 3,47+ +0,092 (2.33)

YFs1= 2,695

YFs2= 3,388

Yβ - - коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yβ = 1- εβ (2.34)

Yβ = 1- 0,87

Yε - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

при Yε= 0,2+

σF1=

σF2=

 

Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

σFmax1(2)F1(2) (2.35)

σF1= МПа

σF2= МПа

 

FtF= Н

FtFmax= =337,828 Н

σFmax1=

σFmax2=

 

 

2.5 Расчет усилий зубчатого зацепления.

 

Окружное усилие

Ft1= Ft2 = =337,828, Н

 

Радиальное усилие

Fr1= Fr2 = Ft1

 

Осевое усилие

Fx1= Fx2 = Ft1

 

Расчет тихоходной ступени

 

3.1 Выбор материала.

 

Для колеса и шестерни примем Сталь 40Х в комбинации II (ТВЧ+У), твердость сердцевины HB=269…302, примем HB=290, поверхности HRC=45…50, примем HRC=47.

 

3.2 Предварительные расчеты.

 

Допускаемые контактные напряжения σнр определяем раздельно для шестерни и колеса по формуле:

(3.1)

 

, выбирается для шестерни и колеса в зависимости от способа термической обработки, средней твердости поверхности зубьев и стали (по таб. 3[8])

Шестерня: МПа

Колесо: МПа

 

Коэффициент запаса прочности для шестерни и колеса:

SH1=1,2

SH2=1,1

Nнlim – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:

=30 (3.2)

 

 

 

Nк=Nкc1=60nLn1 – число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.

Ln1=5 - ресурс передачи, ч (3.3)

Ln1 =5 ч

Частота быстроходного вала из (таб.5) - n1=283, об/мин

Nк1 =Nкc1=60

Частота тихоходного вала из (таб.5) – n2=62,888, об/мин

Nк2=Nкc2=60

 

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме (рис.1),

Nк=NНЕ

 

(3.4)

 

 

 

Nc11=0,003

Nc12=0,3

Nкc1> 0,9202 – коэффициент долговечности.

 

Nкc2> 0,946

 

ZR- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев. Значение ZR, общее для шестерни и колеса, принимаем в зависимости от параметра шероховатости более грубой поверхности пары шестерня-колесо.

ZR1,2=0,95

ZV- коэффициент, учитывающий окружную скорость.

ZV1,2=1

МПа

 

МПа

 

МПа

 

Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:

(3.5)

 

установлен для отнулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической или химико-термической обработки.

 

SF=1,7

YZ=1- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

 

YА=1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

YX=1- коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса, мм

YN – коэффициент долговечности

qF=6 (3.6)

 

NFlim - базовое число циклов напряжений,

NFlim1,2=4 6

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме

Nк =NFЕ

(3.7)

 





Поделиться с друзьями:


Дата добавления: 2017-01-21; Мы поможем в написании ваших работ!; просмотров: 544 | Нарушение авторских прав


Поиск на сайте:

Лучшие изречения:

Сложнее всего начать действовать, все остальное зависит только от упорства. © Амелия Эрхарт
==> читать все изречения...

776 - | 695 -


© 2015-2024 lektsii.org - Контакты - Последнее добавление

Ген: 0.012 с.