Определяем допускаемые напряжения
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную контактную прочность: для шестерни: для колеса: где - предел выносливости зубьев при контактном нагружении, МПа. При термообработке – нормализация или улучшении: для шестерни: = 2·HB + 70 = 2·260 + 70 =590 МПа для колеса: = 2·НВ +70 = 2·195 +70 =460 МПа SH – коэффициент запаса прочности, для зубчатых колес с однородной структурой материала ( термообработка – нормализация, улучшение, закалка): SH = 1,1 ; KH L - коэффициент долговечности, примем KH L = 1,0 для длительно работающих передач. МПа МПа Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность: для шестерни: для колеса: где -предел выносливости зубьев при изгибном нагружении, МПа При термообработке – нормализация или улучшение для шестерни: = 1,75·НВ1 Для колеса = 1,75·НВ2 SF – коэффициент безопасности; SF =1,5; KFL – коэффициент долговечности, для длительно работающих передач принимаем KFL = 1,0; KFC – коэффициент реверсивности; принимаем KFC = 1,0 при непрерывной подаче. МПа МПа 5.3 Определяем межосевое расстояние из условия контактной усталостной прочности:
где Ka – коэффициент: для косозубых передач Ka = 430; U – передаточное число; T2 – вращающий момент на валу колеса, Н·м; - коэффициент ширины зубчатого венца; = в2 /aw , принимается в зависимости от расположения шестерни относительно опор (подшипников). При симметричном расположении =0,4; КНВ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубчатых колес КНВ = 1,0; мм Принимаем aw=160мм ГОСТ 2185-66 Определяем модуль зубьев mn = (0,01…0,02)· aw mn= 1,6…3,2 По ГОСТ 9563-60 mn = 2 Определяем суммарное число зубьев
где β - угол наклона зубьев, β=16Å =154 Определяем число зубьев шестерни
принимаем Z1 = 26 Определяем число зубьев колеса Z2= Z∑ -Z1 Z2=154-26=128 Определяем фактическое передаточное число UФ = Z1 /Z2 UФ = 128/26=4,92 отклонение ∆= (Uр- UФ)·100 ٪/ UФ =1,6 ٪ ≤ 4 ٪ Отклонение в пределах допустимого. Определяем диаметр делительной окружности d1 = mn · Z1 /cosβ= 2·26/0.961 = 54.1 мм принимаем d1 = 54 мм d2 = mn · Z2/cosβ = 2·128/0,961 = 266,38 мм принимаем d2 = 266 мм Определяем диаметр окружности вершин da = d+2·mn для шестерни: da 1 = d1+2·mn da = 54+4= 58 мм для колеса: da = d2+2·mn da = 266 +4=270 мм Определим диаметр окружности впадин зубьев df = d- 2,5·mn Для шестерни df 1 = d- 2,5·mn df 1= 54- 2,5·2 = 49 мм Для колеса df 2= d- 2,5·mn df 2 = 266- 2,5·2= 261 мм Определим ширину зубчатого венца Для колеса b2 = ψва · aw =0.4·160=64 мм, принимаем 65 мм Для шестерни b1 = b2 + 5 мм = 65 +5 = 70 мм Определяем окружную скорость u 1 = w 1 ·d1 /2 = 100,48 · 54·10-3 /2 = 2,7 м/с Определяем силы в зацеплении
Рисунок 9: Схема сил, действующих в цилиндрической косозубой передаче Окружные: Ft 1 = Ft 2 = 2·T1 /d1 Ft 1 = 2·59,76/54·10-3 = 2,213 · 10 3 =2213 Н Радиальное Fr1 = Fr2=Ft · tg aW aW=20Å Fr1 = Fr2= 2213-tg20=805,5 Н
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 построить свою речь (словесное оформление):
При подготовке публичного выступления перед оратором возникает вопрос, как лучше словесно оформить свою... Почему люди поддаются рекламе?: Только не надо искать ответы в качестве или количестве рекламы... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (351)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |