150686 (621337), страница 4

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

Текст из файла (страница 4)

6. Уточняем значение угла по формуле:

, тогда = 14°04’12”

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= 72,165 + 22,5 = 77,165,

d_a2 = d₂ + 2m = 177,835 + 22,5 = 182,835;

1. Диаметры впадин, мм:

d_f1=d₁ – 2,5m = 72,165 – 2,52,5 = 66,915,

d_f2=d₂ – 2,5m = 177,835– 2,52,5 = 171,585;

1. Основные диаметры, мм:

d_b1 = d₁∙cos_t = 72,1650,936 = 67,564,

d_b2 = d₂∙cos_t = 177,8350,936 = 166,497,

где делительный угол профиля в торцовом сечении:

°.

Проверим полученные диаметры по формуле:

a_ω = (d₁ + d₂)/2 = (72,165 + 177,835)/2 = 125 мм,

что совпадает с ранее найденным значением.

1. Ширина колеса определяется по формуле:

b₂ = _baa_ω = 0,315∙125 = 39,375 мм.

Полученное значение ширины колеса округляем до нормального линейного размера: b₂ = 39 мм.

7.6 Ширина шестерни определяется по формуле, мм:

b₁ = b₂ + (5...10) = 39 + (5...10) = 44…49.

Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b₁ = 46 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(0,2430,94) = 13,2°;

угол зацепления:

,

так как х₁ + х₂ = 0, то _t = _t = 20,57°.

Коэффициент осевого перекрытия определяется по формуле:

= b / p_X = 39/32,305= 1,207,

где осевой шаг:

.

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

,

где коэффициент торцового перекрытия: =_а1 + _а2,

составляющие коэффициента торцового перекрытия:

,

,

где углы профиля зуба в точках на окружнос­тях вершин:

тогда =_а1 + _а2= 0,787 + 0,863 = 1,65.

F_tH = 2000T_1H/d₁ = 200029,6/72,165 = 820,342– окружная сила на делительном цилиндре, Н;

b_ω = b₂ = 39– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;

d₁ = 72,165– делительный диаметр шестерни, мм.

Подставив полученные данные в формулу, получим:

σ_H0 = Z_EZ_HZ 230,038 МПа.

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 = 1,13– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности (по графику);

K_Hβ = 1,04– 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 + 2,77839 /(820,3421) = 1,132,

где

= 2,778,

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

= 2,691м/с – окружная скорость на делительном цилиндре;

_Н = 0,02 – коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (т.к. зубья косые);

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∙ = 11,131,041,132 = 1,33

Тогда:

σ_H = σ_H0 = 230,038∙ = 265,293 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;

_Hlimb1,2=2Н_HB +70 МПа:

_Hlimb1=2265+70 = 600 МПа, _Hlimb2=2250+70 = 570 МПа.

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

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 = 25000– срок службы передачи, в часах.

Таким образом:

N_K1 = 60cn₁t = 60∙1∙712,5∙25000 = 1069∙10⁶ циклов,

N_K2 = 60cn₂t = 60∙1∙285∙25000 = 428∙10⁶ циклов.

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

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

N_Hlim1 = 30H_HB1^2,4=30·265^2,4=20·10⁶

N_Hlim2 = 30H_HB1^2,4 = 30·250^2,4 = 17·10⁶

Так как N_K1 > N_Hlim1 и N_K2 < N_Hlim2 определяем значение Z_N1,2 по формуле:

Z_N1 = = 0,82 принимаем 0,9,

Z_N2 = = 0,85 принимаем 0,9,

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:

_HP = 0,45( _HP1 + _HP2) _НРmin

_HP = 0,45( 466,39 + 443,045) 443,045

_HP = 409,246 443,045

Сопоставим расчетное и допускаемое контактное напряжение:

σ_H ≤ σ_HP,

265,293 ≤ 409,246 – условие выполнено.

Так как ведётся расчёт быстроходной ступени двухступенчатого соосного редуктора, то процент недогруза значения не имеет.

12. Проверочный расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки

Действительное напряжение _Hmax определяют по формуле:

где К_AS = 3 – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки;

К_A = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее);

Т_мах / T_H = К_пер = 1,45(исходные данные).

Таким образом:

МПа.

Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя _HPmax, зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для зубьев, подвергнутых улучшению, принимают:

_HPmax1,2= 2,8_Т

тогда

_HPmax1= 2,8·690 =1932 МПа, _HPmax2= 2,8·540 =1512 МПа.

Проверка условия прочности:

_Hmax ≤ _HPmax1 → 553,312 МПа ≤ 1932 МПа – условие выполнено;

_Hmax ≤ _HPmax2 → 553,312 МПа ≤ 1512 МПа – условие выполнено.

13. Расчет зубьев на выносливость при изгибе

13.1. Определение расчетного изгибного напряжения

Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса.

Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения:

_{F FP}.

Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа:

_F = K_FY_FSY_βY_ε

где F_tF = 820,342– окружная сила на делительном цилиндре, Н;

b_ω = 39– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;

m = 2,5– нормальный модуль, мм;

Y_FS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений определяется по формуле:

,

где x₁ = x₂ = 0 – коэффициенты смещения;

z₁ = z₁ / cos³β = 28/0,97³ = 30,679 – эквивалентное число зубьев шестерни,

z₂ = z₂ / cos³β = 69/0,97³ = 75,602 – эквивалентное число зубьев колеса.

Тогда:

,

,

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба определяется по формуле:

,

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

где ε_β – коэффициент осевого перекрытия (определен при расчете расчетного контактного напряжения), т.к. = 1,207 1,то

K_F – коэффициент нагрузки принимают по формуле:

K_F = K_AK_FK_FK_F,

где K_A = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения);

K_F = 1,4– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возни­кающую в зацеплении до зоны резонанса определяется по таблице.

K_F = 1,07 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­грузки по длине контактных линий (по графику);

K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями определяется в зависимости от значения ε_β.

так как ε_β =1,245> 1, то K_F определяется по следующей формуле:

,

где n – степень точности по нормам контакта (уже определена);

Характеристики

Список файлов курсовой работы