ДЕТМАШ4 (Методичка для курсового по деталям машин (Сумин))
Описание файла
Файл "ДЕТМАШ4" внутри архива находится в папке "Методичка для курсового по деталям машин (Сумин)". Документ из архива "Методичка для курсового по деталям машин (Сумин)", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "детали машин (дм)" из 6 семестр, которые можно найти в файловом архиве РТУ МИРЭА. Не смотря на прямую связь этого архива с РТУ МИРЭА, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "книги и методические указания", в предмете "детали машин" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "ДЕТМАШ4"
Текст из документа "ДЕТМАШ4"
2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба быстроходной ступени
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость
[ sF ] = ( sFO ) / SF ) KFC K FL ,
где sFO - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, который
определяют экспериментально ( см. табл. 8.9 [ 1 ] ). При нормализации и улучше-
нии сталей 35, 45, 40Х : sFO 1 = 1,8 НВ = 356,4 ; sFO = 316,8 ,
SH = 1,55 ( см. табл. 8.9 [ 1 ] ) - коэффициент безопасности,
КFC = 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки ( при односторонней нагрузке ) ,
КFL -коэффициент долговечности, равный :
при твердости зубчатых колес < 350 НВ
КFL = 6 NFO / N FE ³ 1, но £ 2 ,
при твердости зубчатых колес > 350 НВ
КFL = 6 N FO / NFE ³ 1, но £ 1,6 .
Рекомендуют применять NFO = 4 * 106 для всех сталей,
NFE - эквивалентное число циклов, равное
NFE = K FE N å ,
где КFE = 0,038 - при нормализации и легком режиме нагружения ;
Nå1 = 1 129 706 000 - для шестерни ( см. пункт 2.1 ) ; Nå 2 = 358 637000- для колеса.
Т огда NFE 1 = 0,038 * 1 129 706000 = 42 929 000 ; NFE 2 = 0,038 * 358 637 000 = 13 628 000.
KFL1 = 6 4000000 / 42 929 000 = 0,67;
KFL2 = 6 4000000 / 13 628 000 = 0,82.
Откуда допускаемые напряжения будут равны :
[ s F1] = ( 356,4 / 1,55 ) * 1 * 0,67 = 154 Мпа ,
[sF2 ] = ( 316,8 / 1,55 ) * 1 * 0,82 = 168 Мпа .
3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1. Определение модуля тихоходной ступени 3.1.1. Расчет межосевого расстояния ( см. [ 1 ], формула 8.13 )
ЕПР Т2 КНb
аw = 0,85 ( u + 1 ) 3 ,
[ sН ]2 u2 yba
где ЕПР = 2,1* 105 - приведенный модуль упругости ;
Т2 - крутящий момент на колесе ;
КНb = 1,02 - коэффициент концентрации нагрузки при симметрич-
ном расположении колес в одноступенчатом редукторе ( см. рис. 8.15 [ 1 ] ) ;
[ sH ] = 338 Мпа - расчетное допускаемое контактное напряжение ;
yba = 0,4 - коэффициент ширины колеса относительно межосевого
расстояния ( см. [ 1 ] , табл. 8.4 ) ;
u - передаточное число зубчатой передачи .
2,1 * 105 * 333 000* 1,02
а W = 0,85 ( 3 +1 ) 3 = 189,6 мм .
3382 * 3 2 * 0,4
3.1.2. Определение модуля.
m = bw / Ym
где Ym = 25 ( см. [ 1 ], табл. 8.5) - для обычных передач редукторного типа
при твердости зубчатых колес £ 350 НВ;
bw = Yba aw = 0,4 * 189,6 = 76 мм ,
Тогда m = 76 / 25 = 3,004мм. Принимаем m = 3 из стандартного ряда.
Для определения параметров зубчатой передачи производим выбор меж-
осевого расстояния как ближайшее большее к расчетному из стандартного ряда ( [ 1 ], стр. 136 ).Принимаем aw = 200мм.
3.2. Расчет геометрических параметров тихоходной ступени Определение угла наклона зубьев b производится из условия что при
b > 20 0 резко увеличиваются осе вые силы. Поэтому рекомендуют принимать
угол b =8 ... 200 . Принимаем угол b = 150 .
Суммарное число зубьев
Zå! = ( 2 aW / m n ) cos bmin = ( 2 * 200 / 3) cos 15 = 128,78.
Округляем до цеого Zå = 129.
Действительное значение угла наклона зубьев
cos b = Zå mn /2 aW = 129* 3 / 2 * 200 = 0,9675 , b = 14,66O .
Определение числа зубьев шестерни
Z1’ = Zå / ( u +1 ) = 129 / ( 3 + 1 ) = 32,25. Окончательно Z1 = 32. Определение числа зубьев колеса Z2 = Zå - Z 1 = 129 - 32 = 97. Определение фактического значения передаточного числа
u = Z2 / Z 1 = 97 / 32 = 3,03.
Проверка ( 3,03 - 3) 3 = 0,01 < 0,04. Условие выполнено.
Диаметры делительных окружностей
d1 = mn Z1 / cos b = 3* 32/ cos 14,66 = 99,20 мм.
d2 = mn Z2 / cos b = 3* 97/ 0,9674 = 300,80 мм.
Проверка d1 + d 2 = 99,20 + 300,80 = 400мм. Условие выполнено.
Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни
da1 = d1 +2 mn = 99,20 + 2 * 3 = 105,2мм.
df1= d1 - 2,5m n = 99,20 - 2,5 * 3 = 91,7мм.
Диаметры окружностей вершин и впадин колеса
da2 =d 2 +2m n = 300,80 + 2 * 3 = 306,8мм.
df2 = d2 + 2,5 m n = 300,80 - 2,5 * 3 = 293,3мм.
3.3. Расчет зубьев по контактным напряжениям([ 1 ], формула 8.29 )
для тихоходной ступени
EПР T 1 K H u +1
sН = 1.18 Z Н b ( ) £ [s н ],
d 2w1 b w sin 2 a w u
где ZHb = KHa cos2 b / ea - коэффициент повышения прочности
косозубых передач по контактным напряжениям,
КНa = 1,07 - дополнительный коэффициент, учитывающий неравномер-
ность нагружения зубьев при двухпарном зацеплении вследствии ошибок наре-
зания зубьев ( [ 1 ], табл. 8.7 ),
ea - коэффициент торцового перекрытия
ea = [ 1,88 - 3,2 ( 1 / Z 1 + 1 / Z 2 ) ] cos b =
[ 1,88 - 3,2 ( 1/ 32 + 1 / 97 ) ] 0,97105 = 1,70.
Тогда
ZHb = 1,07 * 0,97105 2 / 1,70 = 0,79.
КН = K Нb K НV -коэффициент концентрации нагрузки. При твердости колес
< 350 : K Hb = 1; K HV = 1,02 ( [ 1 ], рис. 8.15 ). Тогда КН = 1,02.
2,1*105*111 000 *1,02 3+ 1
sН = 1,18 * 0,79 ( ) = 232,8 МПа. 99,2 2 * 80 sin (2*20) 3
Условие выполнено 232,8 < 338.
3.4. Расчет зубьев по напряжениям изгиба ( [ 1 ], формула 8.32 )
для тихоходной ступени
sF = YF Z F b F t K F / ( bw m n ) £ [ s F ],
где YF = 4,15 - коэффициент формы зуба ( [ 1 ], рис. 8.20 ),
ZFb =K Fa Y b / e a - коэффициент повышения прочности косозубых
передач по напряжениям изгиба,
где KFa = 1,22 - коэффициент неравномерности нагрузки одновременно
зацепляющихся пар зубьев,
Yb = 1 - b0 / 140 = 1 - 15 / 140 = 0,89 - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствии наклона контактной линии к основа-
нию зуба и неравномерности распределения нагрузки,
ea = 1,7 - коэффициент перекрытия;
Тогда ZFb = 1,22 * 0,89 / 1,7 = 0,6,
Ft = 2 T1 / d 1 = 2 *0,111 * 10 6 / 99,2 = 2238 Н ,
KF = K Fb K Fv = 1,02 -коэффициент расчетной нагрузки при изгибе sF = 4,15 * 1,75 * 2238* 1,02 / ( 80 * 3 ) = 69 Мпа.
Таким образом sF < [ s F ] = 230 Мпа.
3.5. Силы в зацеплении тихоходной ступени
Fr
Fn
l
900 T aw Ft’
Fa d
Ft
b Ft’
Окружная сила Ft = 2 T2 / d2 = 2 * 0,5 * 10 6 / 331,8 = 3017 Н.
Осевая сила Fa = Ft tg b = 3017 * 0,2679 = 808 Н.
Радиальная сила Fr = F t tg a w / cos b = 3017 * 0,364 / 0,9659 =1062 Н.
Сила, действующая в зацеплении, нормальная к соприкасающимся про-
филям, то-есть направенная по лини зацепления
Fn = F t / ( cos a w cos b ) = 3017 / ( 0,9397 * 0,9659 ) = 3324 Н.
5