detali_mashin_i_ocnovi_konctruirovaniya (521859), страница 5
Текст из файла (страница 5)
Уточнение допускаемого контактного напряжения 8.1.Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев. При Вп — — 1,25 Уд = 1 (п.4.1.4.). 8.2. Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости. При ~' <5 - м~с У1, = 1 (п. 4.1.5.). 8.3.Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. При Ы1у<700 ммУзг- = 1 (рис.7). Уточнения [О'] не требуется, поскольку УдУрУу — — 1. 9. Определение допускаемого напряжения при расчете на сопротивление усталости при изгибе 0 9.1. Предел выносливости при изгибе по табл.
1: О к кяч1 — — 480 МПа для стали 40Х при сквозной закалке ТВЧ; сруля 2 = 1,75НВ2 — — 1,75 250 = 438 МПа. 0 9.2. Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки. При штампованной заготовке Уу = 1 (п. 5.1.1.2.). 9.3.Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности по табл. 1. При шлифованной поверхности У 1 — — 1, У 2 — — 1,1. 21 9.4.
Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения. При отсутствии упрочнения У1 = 1(п. 5.1.1.4.). 9.5. Коэффициент, учитывающий влияние характера приложения нагрузки. При односторонней нагрузке У1 = 1(п. 5.1.1.5.). 9.б. Предел выносливости зубьев при изгибе по формуле (1) сг1г11„,1 = орц„,1У~У 1УлУА —— 480 1 1 1 1=480 МПа; О ~гК11яа2 = ~УГ11яв2УЯУ гУ4УА = 438'1'11 1 1= 482МПж О 9.7. Коэффициент запаса при изгибе по табл. 1 Яр1 — — 1,7; Яр2 = 1,7. 9.8.
Эквивалентные числа циклов при изгибе по формуле (б,а) Л~Рй1 = %~1,119 = 8,11 10 0,26 = 2,11. 10; ЖРй2 — — %~2,иб — — 1,62 10 0,283=4,58 10 . 9.9. Коэффициент долговечности (и. 5.1.3.) Так как Мр~1~2) >4 ° 10, принимаем Уу1 = Уу2 = 1. б 9.10.
Коэффициент, учитывающий градиент напряжений (п. 5.1.4.) Ух = 1,082 — 0,1721д т = 1,082 — 0,172 1О1,5 = 1,05. 9.11. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности Ун = 1(п. 5.1.5.). 9.12. Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса(п. 5.1.б.) Узд = 1,05 — 0,000125Ы1Р1 = 1,05 — 0,000125 41,67 = 1,045; УХ2 — — 1,05 — 0,000125И1У2 — — 1,05 — 0,000125 208,33 = 1,024. 9.13. Допускаемые напряжения по формуле (10) ИР1 = ~~ УяУнУХ1 = 1~05'1 1,045=310 МПа; сто,. Уд1 480 1 ~К1 1,7 Ц1~2 — — '~ УБУнУь.2 — — 1,05 1 1,024 = 305 МПа. 01г1йа2 %2 482 1 ~Г2 1,7 10.
Расчетные коэффициенты 10.1. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. По рис. 10 при ф = 13,5905, х = 0 - Уу = 2,44. 10.2. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (п. 7.1.2.), 1 1 Хл — — — — — — 0,769 . 10.3.
Коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, по рис. 10 при х = О, ~У1 = 29 и гр-2 = 147 - Урд = 3,82 и Ук;с2 = 3,58. 10.4. Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба (п. 8.1.1.), 13 5905 1200 1200 10.5. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (п.
8.1.1.), У = 1 / е, = 1 / 1,69 = 0,592. 11. Проверка на сопротивление усталости 11.1. Проверка по контактным напряжениям, формула (21) = 190 2,44 0,769 о'гт =190УуУ ° = 563 МПа < [о] = 609 МПа. Условие прочности выполняется 11.2. Проверка на изгиб формула (23) ИГ1 310 ИКг 305 Поскольку 1 = = 81,2 > = = 85,2, то проверку ведем по У~~1 3,82 Уь2 3,58 шестерне, как более слабой (п.8.1.2.).
Для нее О к1 — — ~ Уке 1У)3У. = ' 3,82 0,824 0,592 ГгХ к 2465 . 2,35 6в' 2 и~ 36 .1,5 = 200 МПа<[о] =310 МПа. Условие прочности выполняется. И 12. Проверка на прочность при максимальных напряжениях 12.1. Допускаемые напряжения 12.1.1. Допускаемые контактные напряжения по табл. 1 [о] = 2,8о'т = 2,8 540 = 1510 мпа, где О Т = 540 МПа - предел текучести материала колеса (рис. 8).
12.1.2. Допускаемые напряжения изгиба по формуле (13) У ~1У1 тУХ1 — — 1,1 1 1,045 = 1478 МПа, о'р ~1 2250 ~1 Я ~" " 1,75 ™ где (уря~1 — — 2250 МПа - базовое предельное напряжение по табл. 1; Яряг1 — — 1,75 / Уу1 —— 1,75 /1 = 1,75 - коэффициент запаса (п. 5.2.2.); Уя~ = 1 коэффициент, учитывающий вид заготовки (п. 5.1.1.2.); Уеят1 = 1,1-коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, для шлифованных колес сквозной закалки с нагревом ТВЧ (п.
5.2.3.); У1 11 — — 1- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения, при шлифованной переходной поверхности зубьев (п. 5.2.4.). 12.2. Действительные напряжения 12.2.1. Действительные контактные напряжения по формуле (22) >НИХ Т ~~ = 563~/2,5 = 890 МПа <[о] = 1510 МПа. Нжах нам Условие прочности выполняется 12.2.2. Действительные напряжения изгиба по формуле (24) 23 о'к1 — — ок1 =200 — '=500 МПа< ~сг~ =1478 МПа.
КА5 25 А Условие прочности выполняется. 8З. Пример МЗ. Расчет червячной передачи 181 1. Исходные данные Блок нагружения Т2 — — 475 Н'м - момент на валу червячного колеса; Т п1 = 975 мин ' - частота вращения вала червяка; п2 — — 54 мин - частота вращения вала колеса; -1 и = 18,1 - передаточное число червячной передачи; Ау —— 12тыс. часов — ресурс редуктора; Расположение червяка — нижнее. 2.
Установление основных данных 2.1. Число витков червяка при и = 18,1 принимаем - 21 = 2 (п. 1.1). 2.2. Число зубьев червячного колеса с округлением до целого числа по формуле (1) ~г = ч1 и = 2 18,1 = Зб. 2.3.Уточненное передаточное число по формуле (2) г2 2б и= "= =18. 2 2.4. Частота вращения вала червячного колеса по формуле (3) п1 975 п2 — — — — — — — 54,2 мин'. и 18 2.5. Ориентировочная скорость скольжения в зацеплении по формуле (4) 1~ =4,5 10 п1 ~Т2 — — 4,5 10 975 5~475 =3,4 м/с. 2.6.
Выбор профиля червяка и материалов червячной пары ~п. 1.7.) Принимаем архимедов червяк УА из стали 20 с цементацией и закалкой до твердости 5б...бЗ НВСз, витки шлифованные и полированные. Учитывая, чтоГ „(4м/с, по таблице 1 принимаем в качестве материала червячного колеса безоловянную бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в кокиль) с характеристиками: Е2 — — (0,88...1,14). 10 МПа; 5 У2 = 0,35;(гТ2 =19б...343МПа; 0,2 = 490...588 МПа. 2.7. В соответствии с табл. 2 при Р =3,4м/с принимаем 8-ю степень точности (пТ =8). 2.8. Ориентировочный КПД передачи по формуле (5) 0,98 0~98 — 0,824, 1+0,25~' и 1+0,25 0,042 18 24 о где ~ = ф~) = ф2,4 = 0,042 - приведенный коэффициент трения в зацеплении; ф'= (3,0...3,5) — 0,921и$" = 3,5 — 0,92Ьз3,4 = 2,4 - приведенный угол трения.
2.9. Мощность на валу червяка по формуле (7) Т~ п2 475 54,2 9550.17 9550 0,824 2.10. Коэффициент диаметра червяка (п. 1.10.) а=0.25~2 =0.25 36=9. По ГОСТ 19б72-74 принимаем у = 8 > апти — — 0,212 ~2 — — 0,212 36 = 7,6. 2.11. Коэффициент нагрузки по формуле (8) Х = Хр Хт — — 1,06 1,17 = 1,24, 3 где Х)5 =1+ — 11 — Уср)=1+ — (1 — 0,8)1= 1,06 - коэффициент неравномерности ~2 распределения нагрузки по длине линии контакта вследствие деформации червяка; О =9(у — 4) (1+1/~1)=9(8 — 4) (1+1/2)=54 - коэффициент деформации червяка; й ~ =1 ° 0,5+0,9 0,25+0,3 0,25=0,8 - средняя относительная нагрузка; Хр =03+0,1 нт+0,02 ~'к =0,3+0,1 8+002 3,4=1,17 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.
4. Определение основных размеров 4.1. Межосевое расстояние по формуле (22) а,„=625 3 2 =625 ' -146,9 мм. 1о]~~ 213 По ГОСТ 2144-7б принимаем а „= 140 мм. 4.2. Расчетный модуль по формуле (23) 2а„, 2140 т = = =6,36 мм. ~2+а 36+8 По ГОСТ 2144-7б принимаем ж = 6,3 мм. 4.3. Коэффициент смещения по формуле (25) а,„140 х= ~ — 0,5 (У+~2)= — — 0,5 (8+36)=+0,222. и 6,3 Коэффициент смещения находится в рекомендуемых пределах. 3. Допускаемые контактные напряжении по формуле (14) Для безоловянной бронзы Ц19- — — ~г ~ ° Ст — — 300 ° 0,711 = 213 МПа, НО где Цой — — 300 МПа — исходное допускаемое напряжение материала червячного колеса при шлифованных и полированных червяках с твердостью Нй.Сэ > 45; Сь =1 — 0,085 $'" =1 — 0,085 3,4=0,711 - коэффициент, учитывающий влияние скорости скольжения на заедание. 25 4.4.
Геометрические параметры передачи по табл.5 Червяк. Делительный диаметр - Ы1 — — гид = 6,3 8 = 50,4 мм. Диаметр вершин витков - Ид1 = ги(у + 2) = 6,3 (8 + 2) = 63 мм. Диаметр впадин витков - Ф /.1 = иг (у — 2,4) = 6,3 ° (8 — 2,4) = 34,28 мм. Начальный диаметр - Ы„,1 = т (у+ 2х) = 6,3 (8+ 2 0,222) = 53,20 мм. Делительный угол подъема витка - У = агсф = агсф — = 14,04 4'1 8 Начальный угол подъема витка - У „= ига = дгсф = 13,32 д+2х 8+2 0,222 Угол профиля витка в нормальном сечении червяка на начальном цилиндре- а„в, = агсф у20 сои У = агсф у20 сои14,04 =19,45 Длинанарезанной частичервяка- Ь1 >(с1+с2 ~2).дг=(11+01 36) 63=92 мм, где с1 — — 11, с2 — — 0,1 коэффициенты по табл.
7. С учетом выхода шлифовального круга принимаем Ь1 = 92 + 3 ги = =92+3.6,3 =115мм. Червячное колесо. 1Пнриназубчатого венца- ~1 — — 2 Ь2 <0,75 Ыд1 =0,75 63 =47 мм. 47 Уа 0 ~у о об* а-26=2 агсюг — — — =2 агсзЬ вЂ” — — =10У. Ыд1 — 0,5 ги 63 — 0,5 6,3 Начальный и делительный диаметры - Ы2 — — Ив,2 = т г2 = 6,3 36 = 226,80 мм. Диаметр вершин зубьев - Ид2 = Ы2 + 2 ° ги ° (1 + х)= 226,8+2 6,3 (1+2 0,222)=242,20мм. б ш 6 6,3 Наибольший диаметр - ИдЬу2 < Ыд2 + = 242,2+ ' = 250 мм.
а1+ 2 2+2 5. Окружные скорости но формулам (26) и (27) д' И,,1 и1 ж 53,2 975 На червяке - 1"1 — — ' — 2,72 м/с. 60000 60000 й' Ив,2 и2 ЗГ.22бэВ 54,2 На колесе - Р'2 — ~~ — ' ' — 0,64 м/с. 60000 60000 б. Скорость скольжения по формуле (28) )'ск — — ' — 2,8 м/с. 2,72 с~'ЯУв соя13,32 7. Уточнение КПД передачи, крутящего момента и мощности на червяке 7.1. КЦД червячного зацепления по формуле (29) 26 ф13,32 Муи мЬ +ю') -О,8ЗЗ.
8. Силы в зацеплении 8.1. Окружная сила на колесе (осевая на червяке) по формуле (33) 2000 Тг 2000 475 И„2 226,8 8.2. Окружная сила на червяке (осевая на колесе) по формуле (32) =à — '- ' -121О Ф1 х2 8.3.радиальная сила по формуле (35) Р, =Рд ~да=4190 0;20 =1525 П. 9. Проверочный расчет по контактным напряженним 9.1. Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов, по формуле (36) — 219 7 МПаа'. 9.2. Коэффициент, учитывающий форму поверхностей, по формуле (37) 2 соя у,„ 2 ~Н Яп$2 Яви = 1,74.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
