Мегаобучалка Главная | О нас | Обратная связь


Проектировочный расчет передачи



2016-01-05 432 Обсуждений (0)
Проектировочный расчет передачи 0.00 из 5.00 0 оценок




Делительный диаметр шестерни

 

где Kd – вспомогательный коэффициент; Kd = 675 – для косозубых передач;

Ориентировочное значение межосевого расстояния [2,с. 45]

 

где знак «плюс» используется при расчете передач внешнего зацепления, а «минус» – для передач внутреннего зацепления;

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
БНТУ 105081.018.ПЗ
Ka – вспомогательный коэффициент: [2, с.45];

Т3 – вращающий момент на колесе (на ведомом звене);

u – передаточное число передачи;

КHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от твердости колес и параметра ψbd по графику [2, рис. 5.3]:

ψbd = b2 / d1 = 0,5 ψba(u ± 1);

ψbd – коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни;

ψba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимают из стандартного ряда чисел в зависимости от положения колес относительно опор [2, с. 22].

Kа = 430;

ψba = 0,4; для косозубых

ψbd = 0,5 [0,4(4 + 1)] = 1;

KHβ = 1,12;

;

Полученное ориентировочное межосевое расстояние округляем до стандартного значения по предпочтительному ряду [2, табл. 5.4, с. 55]. Принимаем аw = 135 мм.

Нормальный модуль при принятой термообработке колес рекомендуется выбирать из диапазона

mn = (0,01–0,02) аw = (0,01–0,02) · 135 = (1,35–2,7) мм.

Из стандартного ряда модулей [2, табл. 5.5, с. 55] принимаем m = 2 мм.

Рабочая ширина колеса:

b2 = ψba · аw = 0,4 · 135 = 51 мм;

Ширина шестерни:

b1 = b2 + (2–7) мм = 51 + (2–7) = 53-58 мм.

Принимаем b1 = 56 мм.

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
БНТУ 105081.018.ПЗ
Угол наклона зубьев β = 7–18°.

Предварительно приняв коэффициент осевого перекрытия εβ = 1 [8, с. 174, табл. 9.1], определим минимальный угол наклона зубьев:

 

sin β = π · mn εβ / b2 = 3,14 · 2 · 1 / 51 = 0,1256;

β = 7°12'55'' или βmin = arcsin(4mn / b2).

 

Величиной угла β можно задаться, например, β = 10°.

Суммарное число зубьев [2, с.46]

z = (2 · аw · cos β) / m = (2 · 135 ·cos 7,2154) / 2 = 133,930.

Принимаем z = z1 + z2 = 124.

Определим числа зубьев шестерни z1 и колеса z2.

z1 = z / (u +1) =124 / (4 +1) = 24,8;

принимаем z1 = 25;

z2 = zz1 = 124 – 25 = 99.

Фактическое передаточное число uф = z2 / z1 = 99/25 = 3,960.

u = (uфu) / u · 100 % = ((4– 3,96) / 4) · 100 %) = 1% ≤ 4 %.

Уточним угол наклона зубьев:

cos β = m (z1 + z2)/(2 · аw) = 2 (25 + 99) / (2 · 135) = 0,918;

β = 7,25220° =7°15’8’’

Определим делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев зубчатых колес:

d1 = m · z1 / cos β = 2 · 25 / 0,992 = 54,44 мм;

d2 = m · z2 / cos β = 2 · 99 / 0,992 = 215,56 мм;

dа1= d1 + 2 · m = 50,403 + 2 · 2 = 58,44 мм;

dа2 = d2 + 2 · m = 199,596 + 2 · 2 = 219,56мм;

df1= d1 – 2,5 · m =50,403 – 2 · 2,5 = 57,15 мм;

df2 = d2 – 2,5 · m = 199,596 – 2 · 2,5 = 210,56 мм.

Выполним проверку межосевого расстояния:

аw = (d1 + d2) / 2 = (50,403 + 199,596) / 2 = 135 мм.

Вычислим величину усилий, действующих в зацеплении :

– окружная:

Ft = 2 · Т3 / d2 =2 · 314,871 / 199,596= 3155,08 Н;

– радиальная:

Fr = Ft · tg αtw / cos β = 3155,08 ·tg 20° / 0,918 = 1157,61 Н;

– осевая:

Fа = Ft · tg β = 3155,08 ·tg7,25220° = 401,499 Н;

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
БНТУ 105081.018.ПЗ .ПЗ
Проверочный расчет передачи на контактную усталость

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного σН и допускаемого σНР контактных напряжений [2, с.48]:

σН = σН0 ≤ σНР,

где σН0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KН = 1 [2, с.48]:

Коэффициент нагрузки KН определяют по зависимости [2, с.49]:

KН = KА · KHv · KHβ · KHα,

где KA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [2,с.49];

KHv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [2, с.49]:

где ωHv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [2, с.49]:

где δН – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [2,табл. 5.7];

g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [2,табл. 5.8];

υ – окружная скорость зубчатых колес:

υ = πdini/60;

KHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2,табл. 5.9];

εβ – осевой коэффициент перекрытия: εβ = b2 · sin β / (π · m);

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
БНТУ 105081.018.ПЗ БНТУ 303115.017.ПЗ
ZE – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; для стальных колес ZE = 190 [2,с49];

ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [2, с.49]:

где αt – делительный угол профиля в торцовом сечении: αt = α = 20° [2, с.50];

βb – основной угол наклона для косозубой передачи:

βb = arcsin (sin β · cos 20°) ,[2, с.50];

α – угол зацепления (без смещения);

tg αtw = tg α / cos β [2, с.50];

Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (2, с.50); для косозубых передач при εβ ≥ 1

 

при εβ < 1

 

εα – коэффициент торцового перекрытия [8, с. 175, табл. 9.1]:

 

εα – коэффициент торцового перекрытия [2, с.50]:

εα = [1,88 – 3,2 (1 / z1 ± 1 / z2)] cos β.

Для рассчитываемого объекта имеем следующие данные: редуктор цилиндрический косозубый одноступенчатый,

частота вращения ведущего вала n2 = 320,040мин-1,

передаточное число редуктора uф =3,960;

n3 = 80

z1=25;

z2=99;

β = 7,25220° =7°15’8’’;

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
БНТУ 105081.018.ПЗ
m=3мм;

a=135 мм;

b2=51мм;

d1=50,403 мм;

Ft = 3155,08 Н.

εβ = b2 · sinβ / (π · m) = 54 sin7,25220° / (3,14 ·2) = 1,085>1;

tg αt = tgα / cosβ = tg20° / cos sin7,25220° = 0,3669;

αt = 20,1484°;

βb = arcsin (sinβ·cos20°) = 6,8127°;

ZE =190 МПа1/2 ;

εα = [1,88 – 3,2 (1/25+ 1 / 99)] cos7°15’8’’ = 1,705;

;

;

υ = 3,14 · 50,403 · 320,040 / (60 ·103) = 0,844 м/с.

Для данной скорости колес степень точности – 9-я [2, табл. 5.6].

δН = 0,02; g0 = 7,3;

;

KHv = 1+ (0,719 · 54)/3155,08= 1,012;

KHα = 1,0; KА =1,0; KHβ = 1,12;

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
БНТУ 105081.018.ПЗ БНТУ 303115.017.ПЗ
KН = 1,0 · 1,012 · 1,12 · 1,0 = 1,133.

;

Определим процент недогрузки:

∆σН = |σНР – σН| / σНР ·100 % = |468,646 –462,480| / 468,646 · 100 % = 1,3 %.

Условие прочности выполняется. По принятым в машиностроении нормам допускаются отклонения +5 % (перегрузка) и –10 % (недогрузка).



2016-01-05 432 Обсуждений (0)
Проектировочный расчет передачи 0.00 из 5.00 0 оценок









Обсуждение в статье: Проектировочный расчет передачи

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

Отправить сообщение

Популярное:
Как вы ведете себя при стрессе?: Вы можете самостоятельно управлять стрессом! Каждый из нас имеет право и возможность уменьшить его воздействие на нас...
Как распознать напряжение: Говоря о мышечном напряжении, мы в первую очередь имеем в виду мускулы, прикрепленные к костям ...
Организация как механизм и форма жизни коллектива: Организация не сможет достичь поставленных целей без соответствующей внутренней...
Почему двоичная система счисления так распространена?: Каждая цифра должна быть как-то представлена на физическом носителе...



©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (432)

Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку...

Система поиска информации

Мобильная версия сайта

Удобная навигация

Нет шокирующей рекламы



(0.005 сек.)