150686 (621337), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

T₂ = 175,901 Н∙м – вращающий момент на колесе,

Коэффициент перегрузки при пуске двигателя К_пер = 1,45.

1. Выбираем коэффициент ширины зуба _ba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: _ba = 0,4

Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру _bd определяем по формуле:

_bd = 0,5_ba(u+1) = 0,50,4(2,5+1) = 0,7.

2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи:

,

где K_a = 495 – вспомогательный коэффициент, зависящий от вида передачи и материала зубчатых колёс (т.к. прямозубая передача.);

T_2H = 175,901– вращающий момент на валу колеса, Нм;

u = 2,5– передаточное отношение;

K_H = 1,07–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от параметра _bd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев;

_ba = 0,4– коэффициент ширины зуба;

σ_HP – допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемые контактные σ_HP напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:

,

где σ_Hlimb1,2 =2Н_HB +70 МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, для закалённых колес.

σ_Hlimb1 = 2Н_НВ + 70=2265+70=600 МПа

σ_Hlimb2 = 2Н_НВ + 70=2200+70=570 МПа

S_H1,2 = 1,1– коэффициент запаса прочности (т.к улучшение);

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

Z – коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;

Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

В проектировочном расчете

Z_R Z Z_L Z_X = 0,9.

Тогда:

.

Z_N – коэффициент долговечности;

Суммарное число циклов перемены напряжений N_К при постоянной нагрузке определяется следующим образом:

N_K = 60cnt,

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:

N_K1 = 60cn₁t = 60∙1∙285∙25000 = 428∙10⁶ циклов,

N_K2 = 60cn₂t = 60∙1∙114∙25000 = 171∙10⁶ циклов.

Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по формуле:

N_Hlim1,2 = 30H_HB1^2,4_,

N_Hlim1 = 30∙265^2,4= 20∙10⁶

N_Hlim2 = 30∙250^2,4= 17∙10⁶

Так как N_K > N_Hlim определяем значение Z_N по формуле:

Z_N1 = = 0,858,

Так как N_K < N_Hlim определяем значение Z_N по формуле:

Z_N1 = = 0,891.

Принимаем Z_N1 = Z_N2 = 0,9 (соответственно графику).

Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения σ_HP, МПа:

∙0,9∙0,9 = 442,

∙0,9∙0,9 = 420.

В качестве допускаемого контактного напряжения σ_HP для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше, то есть:

σ_HP = σ_HP2=420 МПа.

Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:

=130,497 мм.

Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения: a_ω = 125 мм.

3. Рассчитываем значение модуля:

m = (0,01…0,02)a_ω = (0,01…0,02)125=1,25…2,5 мм.

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль:

m = 2,5 мм.

4. Угол наклона зубьев = 0°

Определяем суммарное число зубьев z_C шестерни z₁ и колеса z₂ :

z_C = (2a_ωсos)/m = 2∙125∙сos(0°)/2,5 = 100,

Тогда:

z₁ = z_C/(1+u) = 100/(2,5+1) = 29,

z₂ = z_С – z₁ = 100 – 29= 71.

где z_min = 17 для передач без смещения.

5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:

,

что меньше допустимых максимальных 3%.

6. Уточняем значение угла по формуле:

, тогда = 0°

7. Основные размеры шестерни и колеса:

7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:

1. Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:

d_a1 = d₁ + 2m= 72,5 + 22,5=77,5,

d_a2 = d₂ + 2m = 177,5 + 2,52= 182,5;

1. Диаметры впадин, мм:

d_f1=d₁ – 2,5m = 72,5 – 2,52,5 = 66,25,

d_f2=d₂ – 2,5m = 177,5 – 2,52,5 = 171,25;

1. Основные диаметры, мм:

d_b1 = d₁∙cos_t = 72,5cos20 = 68,128,

d_b2 = d₂∙cos_t = 177,5cos20 = 166,795,

где делительный угол профиля в торцовом сечении:

°.

Проверим полученные диаметры по формуле:

a_ω = (d₁ + d₂)/2 = (72,5 + 177,5)/2 = 125,

что совпадает с ранее найденным значением.

1. Ширина колеса определяется по формуле:

b₂ = _baa_ω = 0,4∙125 = 50мм.

7.6 Ширина шестерни определяется по формуле:

b₁ = b₂ + (5...10) = 50 + (5...10) = 55…60 мм.

Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b₁ = 57 мм.

1. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле:

м/c.

По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес.

11. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

11.1 Определение расчетного контактного напряжения

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:

σ_H = σ_H0 ≤ σ_HP,

где K_H – коэффициент нагрузки;

σ_H0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при K_H = 1.

Контактное напряжение в полюсе зацепления при K_H = 1 определяют следующим образом, МПа:

σ_H0 = Z_EZ_HZ ,

где Z_E = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:

где делительный угол профиля в торцовом сечении:

°;

основной угол наклона:

β_b = arcsin(sinβcos20°) = arcsin(00,94) = 0°;

угол зацепления:

,

так как х₁ + х₂ = 0, то _t = _t = 20°.

Коэффициент осевого перекрытия определяется по формуле:

= b / p_X,

где осевой шаг:

Z – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:

, так как =0

где коэффициент торцового перекрытия: =_а1 + _а2,

составляющие коэффициента торцового перекрытия:

,

,

где углы профиля зуба в точках на окружнос­тях вершин:

тогда =_а1 + _а2= 0,823 + 0,905 = 1,728.

F_tH = 2000T_1H/d₁ = 200072,157/72,5 = 1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н;

b_ω = b₂ = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи мм;

d₁ = 72,5– делительный диаметр шестерни мм,

Подставив полученные данные в формулу, получим:

σ_H0 = Z_EZ_HZ 361,609.

Коэффициент нагрузки K_H определяют по зависимости:

K_H = K_АK_HK_HβK_H,

где K_А = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

K_H = 1 (так как прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности;

K_Hβ = 1,07– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба зависит от параметра _bd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев;

K_H – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку определяется по формуле:

K_H = 1 + ω_Hb_ω /(F_tHK_A) = 1 + 3,34850 /(1990,5381) = 1,084,

Где

= 3,348,

где _H – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

= 1,081м/с – окружная скорость на делительном цилиндре;

_Н = 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (т.к. зубья прямые);

g₀ = 7,3 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса .

Таким образом:

K_H = K_A∙K_H∙K_H∙K_H = 111,071,084 = 1,1599

Тогда:

σ_H = σ_H0 = 361,609∙ = 389,448 МПа.

11.2 Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчете

Допускаемые контактные напряжения σ_HР определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа:

σ_HР = Z_RZZ_LZ_X,

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжении;

_Hlimb1= 600 МПа, _Hlimb2= 570 МПа – рассчитаны ранее;

S_H = 1,1 – минимальный коэффициент запаса прочности (для однородной структуры);

Z_N1,2 =0,9 – коэффициент долговечности (определены в проектировочном расчете);

Z_L = 1– коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала (т.к. отсутствуют экспе­риментальные данные);

Z_R = 1 – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев (т.к. отсутствуют экспериментальные данные);

Z = 1– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (т.к. скорость < 5 м/с);

Z_X1,2 = 1 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса поскольку d₁ < 700 и d₂ < 700

Тогда допускаемые контактные напряжения, МПа:

,

.

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи, которое сопоставляют с расчетным, принимают:

Характеристики

Список файлов курсовой работы