Главная страница | Контакты | Случайная страница Автомобили Астрономия Биология География Дом и сад Другие языки Другое Информатика История Культура Литература Логика Математика Медицина Металлургия Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Психология Религия Риторика Социология Спорт Строительство Технология Туризм Физика Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электроника

Задача 3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.

Зубчатые передачи.

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

2. Определение допускаемых контактных напряжений [δ]_н, Н/мм²

а) определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_HL1 и колеса К_HL2

К_HL1=⁶√N_HO1/N₁ К_HL2=⁶√N_HO2/N₂

N_HO1=25*10⁶ млн. циклов (по табл.3.3)

260 - 25*10⁶ N_HO1

240 – хN_HO2

N_HO2= 240*25*10⁶/260=23*10⁶

N₁=573ω₁L_h=573*78,5*17*10³=7,6*10⁸

N₂=573*19,6*17*10³=1,9*10⁸

К_HL1=⁶√25*10⁶/7,6*10⁸= 0,6 К_HL2= ⁶√23*10⁶/1,9*10⁸=0,8

б) Определяем допускаемое контактное напряжение [δ]_HO, Н/мм²

[δ]_HO1=1,8HB_1cp+67=1,8*260+67=535 Н/мм²

[δ]_HO2=1,8*240+67=499 Н/мм²

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [δ]_H1 и колеса [δ]_H2

[δ]_H1= К_HL1 *[δ]_HO1=0,6*535=321

[δ]_H2= К_HL2 *[δ]_HO2=0,8*499=399,2

[δ]_H=0,45*([δ]_H1+[δ]_H2)=0,45*(321+399,2)=324,09

3. Определение допускаемых напряжений изгиба [δ]_F, Н/мм²

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_FL1 и колеса К_FL2, если N_1,2>N_FO, то принимают К_FL=1, где N_FO=4*10⁶N₁=109*10⁷N₂=20*10⁷

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [δ]_FO1=1,03HB₁=1,03*260=267,8 Н/мм²

[δ]_FO2=1,03HB₂=1,03*240=247,2 Н/мм²

в) Допускаемые напряжения изгиба для шестерни [δ]_F1

и колеса [δ]_F2

[δ]_F1= К_FL [δ]_FO1=1*267,8=267,8 Н/мм²

[δ]_F2= К_FL [δ]_FO2=1*247,2=247,2 Н/мм²

[δ]_F=[δ]_FO1+[δ]_FO2/2=257,5

Задача 4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет.

1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние а_ω, мм

а_ω≥К_а(u+1)³√Т₂*10³/ψ_аu_зп²[δ]²_H*(K_Hβ)

а) К_а=43 б) ψ_а=0,28 в) u_зп=4 г) Т₂=271 Н*м

д) [δ]_H=324,09 Н/мм²е) K_Hβ=1

а_ω≥43(4+1)³√ 271*10³/0,28*(4)²*(324,09)²*1=172

200≥172 а_ω=172

2. Определяем модуль зацепления m, мм

m≥2К_mТ₂*10³/d₂в₂ [δ]_F

а) К_m=5,8 б) в₂= ψ_аа_ω=56 в) d₂= 2а_ωu/u+1=320

г) [δ]_F=257,5 д) а_ω=200, Т₂=271, u=4, ψ_а=0,28

m≥2*5, 8*271*10³/320*56*257, 5=0,75, 1≥ 0,75m=1

3. Определяем угол наклона зубьев β_minдля косозубых передач

β_min= arcsin3,5m/в₂= arcsin3,5*1/56= arcsin 0,06=3,4 =12⁰

16⁰= arcsin3,5m/в₂

в₂= ψ_а а_ω =0,28*172=48,16

β= arcsin3,5/21= arcsin0,25=16⁰

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых передач

z_Σ=z₁+z₂=2а_ωcosβ_min/m=2*172cos3,4/1=340,56

5.Уточняем угол наклона зубьев β_min для косозубых передач

β=arccosz_Σm/2а_ω=arccos340,56*1/2*172=8,1 14,2⁰

6. Определить число зубьев шестерни

z₁= z_Σ/1+u=340,56/1+4=68,11

7. Определяем число зубьев колеса

z₂= z_Σ- z₁=340,56-68,11=272,45

8. Определяем фактическое передаточное числоu_ф и проверить его отклонение Δu от заданного u

u_ф= z₂/z₁=272,45/68,11=4

Δu= ׀ u_ф-u ׀ /u*100=0<0,03 Условия соблюдаются

9. Определяем фактическое межосевое расстояние а_ω

а_ω= (z₂+z₁)m/2cosβ=(272,45+68,11)*1/2 cos8,1=172

10. Определяем фактические геометрические параметры передачи, мм

Для шестерни для колеса

Делительный d₁ =mz₁/cosβ=68,8 d₂ = mz₂/cosβ=275

Вершин зубьев d_a1= d₁ +2m=70,8 d_a2 =d₂ +2m=277

Впадин зубьев d_f1 =d₁ -2,4m=66,4 d_f2=d₂ -2,4m=272,6

Ширина венца в₁= 48,16+2=50,16 в₂= ψ_аа_ω=0,28*172=48,16

Проверочный расчет

11. Проверяем межосевое расстояние а_ω

а_ω= (d₁+d₂)/2=(68,8+275)/2=172

12. Проверяем пригодность заготовки колес

D_заг≤D_пред D_заг= d_a1+6мм=76,8 ≤125

S_заг≤S_предS_заг= в₂+4мм=52,16 ≤80

13. Проверяем контактные напряжения δ_H, Н/мм²

δ_H=К√F_t(u_ф+1)/d₂в₂*К_Нα К_Нβ К_Нv≤ [δ]_H

а) К=376

б) F_t=2Т₂*10³/d₂=1970,9

в)v=ω₂d₂/2*10³=2,69, то К_Нα=1,1

г) К_Нv=1,03

δ_H=366,36≤776,48 условия соблюдаются

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни δ_F1 и колеса δ_F2, Н/мм²

δ_F2 =Υ_F2Υ_βF_t/ в₂m К_FαК_Fv К_Fβ≤[δ]_F2

δ_F1= δ_F2Υ_F1/ Υ_F2≤[δ]_F1

а) m=1, в₂=48,16 F_t=1970,9 б) К_Fα=1,1 в) К_Fβ=1 г) К_Fv=1,07

д) Υ_F1=3,70 z_v1=z₁/cos³β=68,17

Υ_F2=1,24 z_v2=z₂/cos³β=272,72

е) Υ_β=1-β⁰/140=0,89 ж) [δ]_F1=267,8>143,8[δ]_F2=247,2>146,5

δ_F2=143,8δ_F1=146,5

Таблица 4.5. Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проверочный расчет