Расчет цилиндрической передачи
Так как редуктор соосный, расчёт закрытых передач начинаем с тихоходной ступени, то есть с прямозубой цилиндрической передачи. Исходные данные: Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы термообработки: Выбираем в зависимости от выходной мощности Так как
NВЫХ = кВт, тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х. Термообработка: шестерни – улучшение, твердость Н1 = (269…262)=265НВ; колеса – улучшение, твердость Н2 = (235…262)=250НВ. u = 2,5 – передаточное число. n1 = 285об/мин – частота вращения шестерни, n2 = 114об/мин – частота вращения колеса, T1 = 72,157 Н∙м – вращающий момент на шестерне, T2 = 175,901 Н∙м – вращающий момент на колесе, Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,45. 1. Выбираем коэффициент ширины зуба yba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: yba = 0,4 Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру ybd определяем по формуле:
ybd = 0,5×yba×(u+1) = 0,5×0,4×(2,5+1) = 0,7. 2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи: , где Ka = 495 – вспомогательный коэффициент, зависящий от вида передачи и материала зубчатых колёс (т.к. прямозубая передача.); T2H = 175,901– вращающий момент на валу колеса, Н×м; u = 2,5– передаточное отношение; KHb = 1,07–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от параметра ybd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев; yba = 0,4– коэффициент ширины зуба; σHP – допускаемое контактное напряжение, МПа. Допускаемые контактные σHP напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле: , где σHlimb1,2 =2×НHB +70 МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, для закалённых колес. σHlimb1 = 2×ННВ + 70=2×265+70=600 МПа σHlimb2 = 2×ННВ + 70=2×200+70=570 МПа SH1,2 = 1,1– коэффициент запаса прочности (т.к улучшение); ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Zu – коэффициент, учитывающий окружную скорость; ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла; ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. В проектировочном расчете
ZR ×Zu ×ZL ×ZX = 0,9.
Тогда:
. ZN – коэффициент долговечности; Суммарное число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке определяется следующим образом:
NK = 60×c×n×t, где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t = 22000– срок службы передачи, в часах. Таким образом:
NK1 = 60×c×n1×t = 60∙1∙285∙25000 = 428∙106 циклов, NK2 = 60×c×n2×t = 60∙1∙114∙25000 = 171∙106 циклов.
Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по формуле:
NHlim1,2 = 30×HHB12,4, NHlim1 = 30∙2652,4= 20∙106 NHlim2 = 30∙2502,4= 17∙106
Так как NK > NHlim определяем значение ZN по формуле:
ZN1 = = 0,858,
Так как NK < NHlim определяем значение ZN по формуле:
ZN1 = = 0,891. Принимаем ZN1 = ZN2 = 0,9 (соответственно графику). Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения σHP, МПа:
∙0,9∙0,9 = 442, ∙0,9∙0,9 = 420. В качестве допускаемого контактного напряжения σHP для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше, то есть: σHP = σHP2=420 МПа.
Популярное: Почему человек чувствует себя несчастным?: Для начала определим, что такое несчастье. Несчастьем мы будем считать психологическое состояние... Как распознать напряжение: Говоря о мышечном напряжении, мы в первую очередь имеем в виду мускулы, прикрепленные к костям ... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (221)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |