Мегаобучалка Главная | О нас | Обратная связь


Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле



2020-02-04 200 Обсуждений (0)
Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле 0.00 из 5.00 0 оценок




Ti=9550 .

 T1=  H×м

 T2 = Н∙м

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и способов термообработки шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни, с нормализацией – для колеса

НВ1=210        НВ2=190     [1, c.34, т. 3.3]

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения

н]=

где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;

sHilimB - предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа

sHilimB =

sH1limB =  МПа

sH2limB=  МПа

[ S H j ] - коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]

[S H ]= 1.1..1.2               S H= 1.15

KHLj - коэффициент долговечности;

KHLj = 1,

где NH0j – базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;

NH0j=

NH 01=

NH 02 =

NHEj – эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;

NHEj = T ∙k∙ni∙60,

 где T – срок службы зубчатой передачи; T=20000 часов

 k - коэффициент использования передачи; k=0,8;

ni – частота вращения валов редуктора, n1= 277,07 об/мин, n2= 78,05 об/мин;

NHE1 = 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙108

NHE2 = 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙108

Поскольку      

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[sH1]=  МПа

[sH 2]=  МПа

Для косозубой передачи принимается наименьшее из значений, полученных по зависимости

1. [σн]=0,45∙([σн1]+[σн2])= 0,45 (426+391)= 367 Мпа

2. [σн]=1,23∙ [σнi]min= 1,23∙391=481 Мпа

н]=367 Мпа

2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба

    ,

где - предел изгибной выносливости при отнулевом цикле нагружения; МПа

[1, c. 44, т.3.9]

 МПа

МПа

[SF] - коэффициент безопасности

[SF]= [SF]΄∙ [SF]΄΄,

где [SF]΄ - коэффициент, учитывающий механические свойства и твердость зубьев;

[SF]΄΄- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для шестерни или для колеса

[SF]΄=1,75 [1, с.44, т.3.9]

[SF]΄΄=1 [1, с.44]

[SF]=1,75

Допускаемые напряжения изгиба:

 МПа

 МПа

 МПа

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

2.2.1 Расчет межосевого расстояния

= (u+1) ,

где  - коэффициент, учитывающий тип передачи; = 43

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,  [1, c.32, т. 3.1]

 - коэффициент ширины; = 0,25…0,5=0,4

u – стандартное передаточное отношение, u=u2=3,55;

T2 – крутящий момент на валу колеса, Т2 = 512,7 Н×м

αw =43∙(3,55+1)  =178 мм

 

Округлим  до ближайшего большего стандартного значения [1, с. 36] мм.

αw=180 мм

2.2.2 Расчет ширины колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)

bw2=bwba∙ αw=0,4∙180=72 мм

bw= 71 мм [1, с. 36]

2.2.3 Расчет модуля зацепления

m=(0,01…0,02) αw=1,8…3,6 мм

Округлим m до стандартного значения [1, с. 36]: m= 3 мм

 

2.2.4 Расчет суммарного числа зубьев шестерни и колеса, угла наклона зуба  в косозубой передаче

Z= ,

где β – угол наклона зуба

β= 8…15°=10°            

Z= =118,08

 

Z =118

β = arcos =arcos =arcos(0,9833)=10,4858=10°29`8``

Z1= 25,9

 

Z1=26

Z2= Z -Z1=118-26=92

2.2.5 Расчет фактического передаточного отношения


иф= 3,538

[∆и]=±3,3%

        

и= ∙100=0,33% < 3,3%

2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

2.3.1 Расчет по контактным напряжениям

Контактные напряжения равны

,

где с – коэффициент, учитывающий тип передачи; с= 270

aw - межосевое расстояние; мм

bw - расчетная ширина зубчатой передачи; мм

T2 - крутящий момент на валу колеса; н∙мм

uф - фактическое передаточное отношение;

K Н - коэффициент нагрузки,

KН = K K KНV.

v=ω1∙r1,

где ω1- угловая скорость шестерни, рад/м

ω1=               

r1- радиус делительной окружности шестерни; мм

r1=

 

v= =1130,9 мм/с=1,13 м/с

степень точности - 8

KHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, KHα=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]

KHβ  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

KHβ =1,0 [1, с. 39, т. 3.5]

K Н V - динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,

K Н V =1,0 [1, с. 40, т. 3.6]

KH=1,09×1,0×1,0=1,09

σн= 363,61 Мпа

∆σн= ∙100=0,92% <|±5%|

 

 

 

2.3.2 Расчет по напряжению изгиба

 

KF - коэффициент нагрузки;

YF - коэффициент формы зуба;

Yb - коэффициент, учитывающий влияние осевой силы в косозубой передаче на напряжение изгиба в основании зуба;

 - коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

m – модуль зацепления; мм

bw –ширина колеса; мм

 - окружное усилие, Н

Ft = Ft1=Ft2=

где T2 - крутящий момент на валу колеса;

 - диаметр начальной окружности колеса, мм

где  - диаметр начальной окружности шестерни, мм

dw1= =79,33 мм

 

dw2=79,33∙3,538=280,67 мм

Ft= 3653,4 н

KF = K×KFV,

где KFβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки  по длине зуба;

KFV - динамический коэффициент,

KFV =1,1[1, c. 43, т.3.8]

Ψbd=  - коэффициент диаметра

Ψbd= 0,89

KFβ = 1,1 [1, c. 43, т.3.7]

KF = 1,1 ×1,1=1,21

YF =3,8[1, c. 42]

Yb=1- 0,926

K [1, c. 46]

Еβ= 1,39 > 1

=0,92

σw= 67,2 МПа>[GF]=195 Мпа

Условия изгибной прочности передачи выполняются

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора

3.1 Компоновка зубчатой передачи в корпусе редуктора

 

 

 

 

dw1=79,33 мм

dw2=280,67 мм

bw1= bw2+3…5=75 мм

bw2=71 мм

 мм

3.2 Компоновка валов



2020-02-04 200 Обсуждений (0)
Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле 0.00 из 5.00 0 оценок









Обсуждение в статье: Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

Обсуждений еще не было, будьте первым... ↓↓↓

Отправить сообщение

Популярное:



©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (200)

Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку...

Система поиска информации

Мобильная версия сайта

Удобная навигация

Нет шокирующей рекламы



(0.009 сек.)