123744 (689596), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

K _Hβ2=1,12

Количество потоков мощностей 1;

Вид зубьев – косозубые.

1.12 График зависимости массы от

2.Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.

Допускаемые контактные напряжения , МПа , вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:

Z _Nj – коэффициент долговечности для шестерни и колеса , определяется по формуле:

Где N _{H lim bj} - базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса. Определяется согласно источнику [1, стр25, рис. 6]:

N _{H lim b1}= N _{H lim b2}=90*10⁶

N _HEj- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса

N _HE1=μ_н*N_∑1,

N _HE2=μ_н*N_∑2.

где μ_н- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:

μ_н= 0,125

N_∑1,N_∑2 – число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.

где n₂– частота вращения 3 вала , взята из табл.1:

n= 105, мин^-1

– время работы передачи за весь срок службы привода

= 11.000 часов.

с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса

с=1.

n₁– частота вращения 2 вала, вычисляется по формуле

n₁=n₂*i₂,

где i₂- передаточное отношение.

n₁= 105*2,950 =309,75 мин ^-1.

Тогда

N_∑1= 60*309,75*11.000=2*10⁸

N_∑2=60*105*11.000=6,9*10⁶

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:

N _HE1=0,125*2*10⁸=0,25*10⁸

N _HE2=0,125*6,9*10⁸

Так как N _HEj≤ N _{H lim bj} принимаем q _н= 6

0,25*10⁸≤90*10⁶

0,86*10⁶≤90*10⁶

= =1,2

Согласно источнику [1, стр26,п.2]: для материалов неоднородной структуры при поверхностном упрочнении зубьев

0,75≤ Z _Nj≥1.8

Принимаем Z _N1=1.2

= =2.1

Принимаем Z _N1=1,8

Найдем допускаемые контактные напряжения:

2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.

Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:

σ_{HP max}=44* H _HRC

σ_{HP max}=44*55=2420МПа.

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

σ _{F lim b j}- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе

σ _{F lim b 1}=680МПа

σ _{F lim b 2}= 680МПа

S _{F min 1,2}- минимальный коэффициент запаса прочности

Согласно источнику [1, стр28]:

S _{F min 1,2}=1,7

Y _Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле

Y _Nj

где N _{F lim}- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику[1, стр28]:

N _{F lim}=4*10⁶

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н≤350НВ q _F=6

N _FEj - эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .

N _FEj=μ_F*N_∑j j=1,2

Согласно источнику [1, стр28, табл. 10]:

μ_F=0,038

Тогда

N _FE1=2*10⁸*0,038=0,76*10⁶

N _FE2=6,9*10⁶*0,038=0,26*10⁶

Вычислим коэффициент долговечности:

Y _N1= 1,3

Y _N2= 1,5

Y_A- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях

Согласно источнику [1, стр29, табл. 11]принимаем:

Y_A=1

Допускаемые напряжения :

МПа

МПа

2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

где σ _FSt – предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:

σ _FSt= 2000МПа

S _{FSt min}- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:

S _{FSt min}= Y_Z*S_Y

Где Y_Z -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса , выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:

Y_Z=1

S_Y- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:

S_Y=1,75

S _{FSt min}=1*1,75=1,75

Y_х -коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса , выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:

Y_х=1,025

=1171 МПа

3.Расчет закрытых цилиндрических передач.

3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d ₁= d _w= ,

m_n- модуль зацепления

m_n=2,250

β-угол наклона зубьев

cosβ =cos9.069 = 0.987

Z₁-число зубьев

Z₁=20

d ₁= d _w= =45,6мм

-диаметр вершин зубьев:

d _a1=d₁+2m_n

d _a1=45,6+2*2,250=50,1мм

-диаметр впадин зубьев

d _f1=d₁-2.5m_n

d _f1=45.6-2,5*2,250=39,975мм

б)колесо

-делительный диаметр :

d ₂= d _w= ,

Z₂=59

m_n=2,250

cosβ =cos9.069 = 0.987

d ₂= d _w= =134,5

-диаметр вершин зубьев:

d _a2=d₂+2m_n

d _a2=134,5+2*2,250=139мм

-диаметр впадин зубьев

d _f2=d₂-2.5m_n

d _f2=134,5-2,5*2,250=128,875мм

3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d ₁= d _w= ,

m_n- модуль зацепления

m_n=1,250

β-угол наклона зубьев

cosβ =cos15,143= 0.965

Z₁-число зубьев

Z₁=25

d ₁= d _w= =32,4мм

-диаметр вершин зубьев:

d _a1=d₁+2m_n

d _a1=32,4+2*1,25=34,9мм

-диаметр впадин зубьев

d _f1=d₁-2.5m_n

d _f1=32,4-2,5*1,250=29,275мм

б)колесо

-делительный диаметр :

d ₂= d _w= ,

Z₂=114

m_n=1,250

cosβ = 0.965

d ₂= d _w= =147,7

-диаметр вершин зубьев:

d _a2=d₂+2m_n

d _a2=147,7+2*1,250=150,2мм

-диаметр впадин зубьев

d _f2=d₂-2.5m_n

d _f2=147,7-2,5*1,250=144,575мм

3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

3.2.1.Окружная скорость в зацеплении

где d₁ –делительный диаметр шестерни

d₁=45,570мм

n_j-частота вращения вала шестерни, мин ^-1

n₁=309,75

3.2.2 Выбор степени точности передачи.

Согласно источнику [1, стр41, табл. 15] выбираем точность 8 ( средняя)

3.2.3Коэффициент перекрытия

ε_α- коэффициент торцевого перекрытия

ε_α= [1.88-3.2*(1/Z₁±1/Z₂)]cos β,

Так как зацепление внешнее – знак «+»

ε_α=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6

ε_β- коэффициент осевого перекрытия

-рабочая ширина зубчатых венцов

b₂= b_W=28

m_n=2,250

ε_γ- суммарный коэффициент перекрытия

ε_γ= ε_α+ ε_β

ε_γ=1,6+0,626=2,2

3.2.4Коэффициент K_Hα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.

Согласно источнику [1, стр42, рис. 12] принимаем

K_Hα=1,08

3.2.5Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

Где Т₁- вращающий момент на шестерне

W _HV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W _HV =σ_н*g ₀*V*

Где σ_н- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику

[1, стр42,табл. 16]:

σ_н=0,004МПа

g ₀-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса выбирается согласно источнику [1, стр43,табл. 17]:

g ₀=56

W _HV =0,004*56*0,739*

3.2.6 Удельная расчетная окружная силаН/мм

3.2.7 Коэффициент Z _ε, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия ε_β‹1

Z _ε=

Z _ε=

3.2.8 Расчетное контактное напряжение , МПа

σ_н= Z _H* Z _E Z _ε*

где Z _H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику

[1, стр45,рис.13]:

Z _H=2,47

Z _E- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес , для стальных колес

Z _E=190

σ _HP- допускаемое контактное напряжение

σ_н= 2,47*190*0,83 * МПа

σ _HP=0,45*( σ _HP1+ σ _HP2)

σ _HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа

σ_н≤ σ _HP : 973,8≤1281,15

3.3Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу.

3.3.1 Коэффициент K _Fβ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость

при изгибе .Выбираем согласно источнику [1, стр45,рис.14]:

K _Fβ=1,19

3.3.2 Коэффициент K _Fα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность , т.е.

K _Fα= K _Нα=1,08

3.3.3 Коэффициент, учитывающий динамическую, возникающую в зацеплении.

W _FV- удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб,Н/м

W _FV=σ_F*g ₀*V*

σ_F- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев,Н/м Согласно источнику[1, стр42,табл.16]:

σ_F=0,006

W _FV =0,006*56*0,739*

3.3.4Удельная расчетная окружная сила

3.3.5 Коэффициент Y _FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения.

Согласно источнику[1, стр46,рис.15]: Y _FS1=4,09

Y _FS2=3,67

3.3.6 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для косозубых передач :

Так как ε_β=0,6 ‹1: Y_ε= 0.2+0,8/ ε_α

Y_ε= 0.2+0,8/ 1,6=0,7

3.3.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_β=1- ε_β*β/120⁰≥0,7

Y_β=1- 0,6*9,069/120⁰=0,955≥0,7

3.3.8Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:

σ_F= Z _FS1* Z_β1* Z _ε1* ≤ σ_FP

Характеристики

Список файлов курсовой работы