close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

код для вставкиСкачать
Начальные данные
Произведем расчет конической прямозубой нереверсивной передачи, с вращающим
моментом шестерни  =  [Н ∗ м] , передаточным коэффициентом  = .  , материал
шестерни и колеса: сталь 45, термообработка: объемная закалка с твердостью  …   ,
подшипники - роликовые, КПД подшипников  = 0.99.
Расчет предельных напряжений
1. Рассчитаем допустимое контактное напряжение по формуле:
HLimB
[] =
HL

Расчет ведем по   - среднему значению твердости.
Предел контактной выносливости:
HLimB = HRC ∙ 17 + 200(из табл. П. 15) = 50 ∙ 17 + 200 = 1050 МПа
Коэффициент запаса:
 = 1.1 (из табл. П. 15)
Коэффициент долговечности:
HL = 1
Подставив значения, получим:

[] =
∙  = .  МПа
. 
2. Рассчитаем допустимое напряжение на изгиб по формуле:
FLimB
[] =
FL FC

Предел выносливости при изгибе:
FLimB = 525 МПа (из табл. П. 16)
Коэффициент запаса при изгибе:
 = 1.7 (из табл. П. 16)
Коэффициент долговечности:
FL = 1
Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки:
FC = 1 (для нереверсивных передач)
Подставив значения, получим:

[] =
∙  ∙  = .  МПа
. 
Проектный расчет передачи
Рассчитаем внешний делительный диаметр шестерни из условия контактной выносливости:
3
e1 = 1600 ∙ √
Степень полноты зуба:
1 Hβ
0.85  [] 2
BE = 0.25 … 0.3 , предварительно примем BE = 0.275 ∶
BE 
0.275 ∙ 2.6
=
= 0.414
2 − BE 2 − 0.275
Тогда из табл. П. 34 коэффициенты неравномерности распределения нагрузки:
Hβ = 1.2 ,
Fβ = 1.3.
Подставим значения всех величин:

 =  ∙ √
 ∙ . 
= .  мм
.  ∙ .  ∙ . 
Внешний делительный диаметр колеса:
 = .   = .  ∙ .  = .  мм
Средний делительный диаметр шестерни:
 =  ( − .  ) = .  ∙ ( − .  ∙ . ) = .  мм
Внешнее конусное расстояние:
 = . √  +   = .  ∙ √.  + .  = .  мм
Определение ширины зубчатого венца:
 ≤ BE  = 0.275 ∙ 54.84 = 15.081 мм
Тогда примем:
 =  мм
Общее КПД:
 = з   = .  ∙ .  = .  ,
Где з = 0.98 – КПД зацепления,  = 0.99 – КПД роликовых подшипников.
Момент на колесе:
 =    =  ∙ .  ∙ .  = . [ Н ∗ м]
Модуль внешний окружной:
te ≥ 0.1 = 0.1 ∙ 15 = 1.5 мм
te ≥
14 ∙ 103 2 Fβ
14 ∙ 103 ∙ 62.4 ∙ 1.3
=
= 2.82 мм
0.85 e2  [] 0.85 ∙ 102.362 ∙ 15 ∙ 308.82
Тогда из предпочтительных значений(табл. П.11) выберем:
 =  мм
Модуль внутренний:
 =  ( − .  ) =  ∙ ( − .  ∙ . ) = .  мм
Минимальное число зубьев шестерни:
1 =
17
√2 + 1
=
17 ∙ 2.6
√2.62 + 1
= 15.87

Число зубьев из рассчитанного ранее делительного диаметра: 1 ≥ e1 =
te
39.37
3
= 13.12
Тогда примем:
 = 
Число зубьев колеса:
2 ≈ 1  = 13 ∙ 2.6 = 33.8
Тогда примем:
 = 
Действительный передаточный коэффициент:
д =
2 33
=
= 2.538
1 13
Относительное изменение передаточного коэффициента:
 =
д − 
.  − . 
∙ % =
∙ % = . % < 4%

. 
Рассчитаем углы делительных полюсов. Для шестерни:
 = (д ) = (. ) = . °
Для колеса:
 = ° −  =  − .  = . °
Внешний делительный диаметр шестерни:
e1 = te 1 = 3 ∙ 13 = 39 мм
Внешний делительный диаметр колеса:
e2 = te 2 = 3 ∙ 33 = 99 мм
Внешний диаметр вершин зубьев шестерни:
ae1 = e1 + 2te Cos 1 = 39 + 2 ∙ 3 ∙  68.495° = 41.1995 мм
Внешний диаметр вершин зубьев колеса:
ae2 = e2 + 2te Cos 2 = 99 + 2 ∙ 3 ∙  21.505° = 104.5823 мм
Средний делительный диаметр шестерни:
 =  −    =  −  ∙  . ° = .  мм
Средний делительный диаметр колеса:
 =  −    =  −  ∙  . ° = .  мм
Внешнее конусное расстояние:
 =


√  +   = √ +  = .  мм


Высота головки зуба:
ℎae = te = 3 мм
Высота ножки зуба:
ℎfe = 1.2 te = 1.2 ∙ 3 = 3.6 мм
Силы в зацеплении
1. Cилы в шестерне:
Окружная сила:
2 1 103 2 ∙ 25 ∙ 103
=
= 1996.47 Н
1
25.0442
= t1 ∙  20° = 1996.47 ∙  20° = 726.66 Н
t1 =
r1 ′
Радиальная сила:
r1 = r1 ′ Cos 1 = 410.41 ∙  70° 29′ 51′′ = 266.38 Н
Осевая сила:
a1 = r1 ′ Sin 1 = 410.41 ∙  70° 29′ 51′′ = 676.07 Н
2. Силы в колесе:
Окружная сила:
t2 = t1 = 1996.47 Н
Радиальная сила:
r2 = a1 = 676.07 Н
Осевая сила:
a2 = 1 = 266.38 Н
Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость
Формула контактного напряжения в зубьях:
HT √д 2 + 1
 =    √
 ∙ 1 ∙ д
Коэффициент, учитывающий форму рабочих поверхностей:
 = 1.76
Коэффициент, учитывающий механические характеристики материала:
1
 = 275 МПа2
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
 = 0.9
Поправочный коэффициент, для прямозубых передач равен:
 = 0.85
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
Hα = 1
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
Hv = 1
Рассчитаем по этим данным удельную расчетную окружную силу:
HT =
2 ∙ 103 1
2 ∙ 103 ∙ 25
Н
Hα Hβ Hv =
∙ 1 ∙ 1.2 ∙ 1 = 159.72
1 
25.0442 ∙ 15
мм
Тогда, подставив значения, получим:
159.72√2.5382 + 1
 = 1.76 ∙ 275 ∙ 0.9√
= 1237.01 МПа
0.85 ∙ 25.0442 ∙ 2.538
Условие контактной выносливости не выполнено:
 = .  МПа > [] = .  МПа
Выясним ширину зубчатого венца :
 
.  
 = ′ (
) =  ∗ (
) =  ∗ .  = .  [мм]
[]
. 
Округлим в большую сторону до целого:
b = 26 [мм]
Пересчитаем окружную силу:
HT
2 ∙ 103 1
2000 ∗ 25
60000
Н
=
Hα Hβ Hv =
∗ 1 ∗ 1.2 ∗ 1 =
= 92.1448 [ ]
1 
25.0442 ∗ 26
651.1492
мм
Пересчитаем напряжение:
92.1448√7.4414
2.72789 ∗ 92.1448
 = 1.76 ∙ 275 ∙ 0.9√
= 435.6√
= 939.57[МПа]
0.85 ∙ 25.0442 ∙ 2.538
54.02785
Условие контактной выносливости выполнено
 = 939.57 [МПа] ≤ [] = 954.54 [МПа]
Проверочный расчет зубьев на выносливость к изгибу
Рассчитаем напряжение в зубьях при изгибе по формуле:
F1 = F1
Ft
 
Поправочный коэффициент для прямозубых передач равен:
 = 0.85
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
Fv = 1
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
Fα = 1
Расчет производим по шестерне, т.к. на неё действует бо́ льшая нагрузка. Эквивалентное число
зубьев шестерни:
v1 =
1
13
13
=
=
= 35.4626
Cos[1 ] Cos(68.495°) 0.366583
Для данного эквивалентного числа зубьев коэффициент формы зуба равен:
F1 = 3.75
Рассчитаем по этим данным удельную расчетную окружную силу:
Ft =
2 ∙ 1 ∙ 103
2 ∙ 25 ∙ 103
Н
Fα Fβ Fv =
∙ 1 ∙ 1.3 ∙ 1 = 99.82 [ ]
1 
25.0442 ∙ 26
мм
Тогда, подставив значения, получим:
F1 = 3.75 ∙
99.82
374.325
=
= 170.03 [МПа]
0.85 ∙ 2.59
2.2015
Условие выносливости к изгибу выполнено:
 = .  [МПа] ≤ [] = .  МПа
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа