Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Кинематический расчет Определим вращающие моменты на валах. Угловая частота вращения вала: = = [1; с.46]
= = Вращающий момент на валах привода, Нм: Т= , где P- мощность, Вт [1; с.46] = 0,95 – КПД цилиндрической закрытой передачи. = =6500/101=64,35 – Вращающий момент на ведущем валу;
где – вращающий момент на ведомом валу; - передаточное отношение; = = = 1,63
=0,95 –КПД;
2. Выбор материала и термообработки зубчатых колес
Сталь в настоящее время – это основной материал для изготовления зубчатых колес. Одним из важных условий является повышение контактной прочности поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижаются габаритные размеры. Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшенного колеса дает большую нагрузочную способность. Такая пара хорошо прирабатывается, ее применение предпочтительно. Поэтому выбираем материал 40ХН. Для шестерни термообработку – закалка ТВЧ до твердости зубьев 48…53 HRC, для колеса улучшение до твердости 269…302HB.
Допускаемые напряжения 3.1 Определение допускаемых контактных напряжений Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле: = * ; [1;с55] Где - базовое допускаемое напряжение, МПа; -коэффициент долговечности; =1- при длительной работе привода. Шестерня: =14HRC+170=14 +170=877МПа; [1;табл3.1] Колесо: =1,8HB+67=1,8 +67=580МПа; =877*1=877МПа =580*1=580МПа Зубчатые передачи рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса, то есть принимаем: =580МПа. 3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба Определяется отдельно для шестерни и колеса: = * , где [1; с56] - предел выносливости при изгибе, МПа =370МПа- при закалке [1;табл3.1] =1,03HB= =294МПа - коэффициент долговечности; =1 - при длительной нагрузке. =370*1=370 МПа =294 *1=294 МПа.
4. Выбор вида передачи Прямозубые передачи применяют в основном при невысоких скоростях, в планетарных и открытых передачах. Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Косозубые передачи обладают меньшим шумом и большей плавностью при работе. Поэтому я применяю косозубую передачу.
Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи 5.1 Проектный расчёт 5.1.1. Определение межосевого расстояния *(u+1) ; [1; с61] Где - вспомогательный коэффициент =430-для косозубых передач; –коэффициент ширины венца колеса =0,3-для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах; -коэффициент неравномерности нагрузки; =1- для прирабатывающихся колес; u- передаточное число =1,63 – допускаемое контактное напряжение, равное 580 МПа (п.3.1 ПЗ) 430*(1,63+1) =83,46 мм Округляем межосевое расстояние до 80мм. 5.1.2.Определение модуля зацепления m [1; с.62] где - вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи =5,8; - делительный диаметр колеса, мм; = = =99мм. -ширина венца колеса, мм; = =0,3*80=24мм. –допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/ =294. m =1,65мм Округлим до значения из стандартного ряда до m=2 (по табл. с.62) 5.1.3. Определение угла наклона зубьев = arcsin = 16, 95° [1; с.62] В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β=8…16. При больших β у косозубых зубчатых передач возрастает осевая сила. 5.1.4.Определение суммарного числа зубьев = = = =76,5 [1; с.62] Полученное значение zΣ округлим до целого числа 77. 5.1.5. Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач: =arccos [(zΣ * m)/(2* aw)]= arccos (0,9625) = 15,74°= 15° 40! 5.1.6. Определение числа зубьев шестерни: = [1; с.62] Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется 18. Принимаем z1= 29 зубьев. 5.1.7. Определение числа зубьев шестерни: Z2= ZΣ– Z1 = 77-29 =48 зубьев 5.1.8. Определение фактического передаточного числа = = =1,655 [1; с.62] Необходимо проверить его отклонение от заданного ∆u= *100% =[(1,655-1,63)/1,63]*100% = 1,5% [1; с.63] 5.1.9. Определение фактического межосевого расстояния = = 80 мм 5.1.10. Определение геометрических параметров зубчатых колес: делительные диаметры: = = =60, 26 мм
= = = 99, 74 мм диаметры вершин зубьев: = +2m = 60,26+2*2=64, 26 мм = +2m = 99,74+2*2 =103, 74 мм
диаметры впадин: = 2,4m = 60,26 2,4*2= 60,26–4,8=55,46 мм = 2,4m =99,74 2,4*2= 99,74–4.8 =94,94 мм ширина венца шестерни: = +2…5=24+4=28 мм 5.2. Проверочный расчет 5.2.1. Проверим межосевое расстояние = = = 80 мм 5.2.2.Проверим пригодность заготовок Для стали 40ХН заготовка =200мм =125 мм Следовательно, возможно изготовить поковку для проектируемого зубчатого колеса. 5.2.3. Проверим контактные напряжения =K [ [1; с.64] Где К- вспомогательный коэффициент; К= 376 - для косозубой передачи; Ft- окружная сила в зацеплении, Н; Ft = = = 1995 H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности передачи: Окружная скорость : = = = 3, 077 м/с Принимаем 8 степень точности передачи по ГОСТ 1643-81. =1,08- при окружной скорости 3м/с и 8 степени точности; [1; рис.4.2] –коэффициент динамической нагрузки; =1,04-при окружной скорости 3 м/с и 8 степени точности; [1; табл.4.3] - коэффициент неравномерности нагрузки; 1- для прирабатывающихся колес. = 376* {[1995*(1,65+1)/ (99,74*24)]*1,08*1,04*1 }1/2 =376*1,57 = 590 МПа это больше, чем допускаемое =580 МПа, Условие прочности не выполнено, следовательно, меняем b2 на b2=30 мм =376* {[1995*(1,65+1)/ (99,74*30)]*1,08*1,04*1 }1/2=376*1,4= 526,4 МПа теперь условие прочности выполнено. 5.2.4. Проверим напряжения изгиба зубьев Проверку выполним отдельно для шестерни и колеса, H/ : ϬF= [1; с. 65] Где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от степени точности передачи = 0,91 при степени точности 8; [1; с.66] - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; =1 – для прирабатывающихся зубьев колес; - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи; = 1,11 – при 8 степени точности и окружной скорости 3 м/с; [1; табл. 4.3] – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса . Для косозубых – в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни = = 32 Принимаем = 3,78 Колеса = = 54 Принимаем = 3, 64 - коэффициент, учитывающий наклон зуба; Для косозубых колес: = 1- = 1 и – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/ . Итак, рабочие напряжения ϬF2 =3,64*0,89*(1995/2*30)*0,9*1*1,11=3,2 * 33,25 *0,999=106,3 = 294 МПа ϬF1= ϬF2*Y F1/ Y F2 =106,3*3,78/3,64= 110,4 =370 МПа Условие прочности выполнено.
Популярное: Генезис конфликтологии как науки в древней Греции: Для уяснения предыстории конфликтологии существенное значение имеет обращение к античной... Как выбрать специалиста по управлению гостиницей: Понятно, что управление гостиницей невозможно без специальных знаний. Соответственно, важна квалификация... Личность ребенка как объект и субъект в образовательной технологии: В настоящее время в России идет становление новой системы образования, ориентированного на вхождение... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (1390)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |