124158 (689874), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

b1’ = b2’ = ’br · R’e = 0,285 · 155,9 = 44,433 мм

Округляем b’1 и b’2’ до ближайшего значения из ряда Rа 40 1, c. 127 по табл. 9;

b1 = b2 = 45 мм

Уточняем значения Re и mte (me ), точность вычислений не ниже 0,0001.

Re = b1 / br ’ = 45 / 0,285 = 157,89474 мм

= 5,063825 мм

Находим d e2ф

d e2Ф = z 2 · mte = 60 · 5,063825 = 303,83 мм

Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца:

br’ = b2 / Re = 45 / 157,89474 = 0,285

Определяем средний диаметр шестерни:

303,83 · (1-0,5 · 0,285) / 3,55 = 73,39 мм

Вычисляем окружную скорость на среднем диаметре:

V = · dm1 · n1 / (6 ·104 ) = 3,14 · 73,39 · 735 / (6 · 104) = 2,82 м/с

Степень точности конических передач определяет по формулам 5, с.6

n ст = 9 – 0,13 · V + 0,012 · V2

nст = 8,73

Округляем до ближайшего меньшего целого значения, получили nст = 8

2.3 Проверочный расчет передачи

Определяем контактные напряжения 5, с.6

(4)

где

KH = KH · KH · KH

Для передач с круговыми зубьями 6

KH = 1 + 2,1 x 10-6 x x V + 0,02 x (nст – 6)1,35 = 1,07365

KH - определяем по табл. 10, KH = 1,035

KH = 1,1112

Вычисляем н по формуле (4)

604,911 МПа < 660 МПа

Определяем:

= 8,347 %

Допускаются превышения напряжений н над нр не более чем на 5%.

Если это условие не выполняется, то выбирают ближайшее стандартное значение dе2 и повторяют расчет. Если Н 20%, то выбирают ближайшее меньшее стандартное значение dе2.

Проверяют зубья шестерни и колеса на выносливость по напряжениям изгиба, использую формулы 5, с.7

(5)

F2 = F1 · / FP2 ,

где для колес с круговыми зубьями F принимают по табл.5.

F = 0,85 + 0,043 · 3,55 = 1

Коэффициент нагрузки определяется по формуле: 5, с. 7

KF = KF · KF · KF = 1,04

где KF для колес с круговыми зубьями определяется по формуле:

KF = 4 + ( - 1) · (nст - 5) / (4 x ) = 0,942

где - коэффициент перекрытия для передач с круговыми зубьями = 1,3;

KF = 1 + 1,5 x (KН -1) = 1

KF находим по выражению:

KF = 1 + F · (KH - 1) / H = 1,105

Где Н и F - коэффициенты, учитывающие влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля головок зубьев 4, с. 37, (табл. 11), Н = 0,002; F = 0,006

Коэффициент формы зуба

где Zjv - эквивалентное число зубьев, определяется по формуле

Zjv = Zj / (cos j x cos3 m)

Z1v = Z1 / (cos 1 · cos3 m) = 34,3416

Z2v = Z2 / (cos 2 · cos3 m) = 344,37

Определяем F1 по формуле (5)

F2 = 173,24 · 4,549 / 4,196 = 186 < 192 МПа

100% = 27,5 %

3,13 %

Допускается превышение напряжений Fj над FPj не более чем на 5%.

2.4 Определение геометрических размеров зубчатых колес

Диаметр внешней делительной окружности шестерни и колеса с точностью до 0,001 мм.

d e1 = z 1 · mte = 17 · 5,063825 = 86,085 мм

d e2 = z 2 · mte = 60 · 5,063825 = 303,8295 мм

Внешние диаметры вершин зубьев:

dаe1 = d e1 + 2·(1 + х1) mte · cos 1 · cosm = 104,3635 мм

d аe2 = d e2 +2·(1 + х2) mte · cos2 · cosm = 309,0084 мм

Внешние высоты головок и ножек зубьев:

hаe1 = (1 + х1) mte · cosm = 9,5 мм

hаe2 = (1 - х2) mte · cosm = 6,438 мм

hfe1 = (1,2 + х1) mte · cosm = 6,55 мм

hfe2 = (1,2 - х2) mte · cos m = 4,15 мм

2.5 Определение сил в конической зубчатой передаче

Окружная сила на среднем диаметре:

Ft1 = 2T1 · 103 / dm1 = 6581,4 Н

Для передачи с круговыми зубьями осевая сила на шестерне при совпадении направления ее вращения с направлением наклона зуба шестерни определяется:

Fа1 = Ft1 · (0,44 · sin1 + 0,7 · cos1) = 5222 Н

При противоположном направлении ее вращения:

Fа1 = Ft1 · (0,44 · sin 1 – 0,7 · cos 1) = - 3643 Н

Радиальная сила на шестерне для первого случая:

Fr1 = Ft1 · (0,44 · cos1 – 0,7 · sin1) = 1530 Н

Для второго случая:

Fr1 = Ft1 · (0,44 ·cos1 + 0,7 · sin1) = 4042 Н

Осевая и радиальная силы на колесе соответственно равны:

Fа2 = Fr1 = 1530 Н Fr2 = Fа1 = 5222 Н

Fа2 = Fr1 = 4042 НFr2 = Fа1 = -3643 Н

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи тихоходной ступени

3.1 Выбор материалов и допускаемые напряжения

Диаметры заготовок для шестерни и колеса косозубой передачи

143,15 мм

dз4 = dз3 · U2 = 143,15 · 4,5 = 644,2 мм

Размеры характерных сечений заготовок:

Sc3 = 0,5 · dз3 = 0,5 · 143,15 = 71,58 мм

Для колес тихоходной передачи выбираем такие же материалы, как и для колес быстроходной передачи (см. п. 2.1).

В этом случае при расчете допускаемых контактных напряжений по формуле (1):

Для шестерни:

1059 МПа

SH3 = SH1 = 1,2;

NНО3 = NНО1 = 8,69 · 107

Для колеса:

641 МПа

SH4 = SH2 = 1,1

NНО4 = NНО2 = 2,35 · 107

Определяем эквивалентное число циклов напряжений

NНЕj = Nj · KНЕ ,

где KНЕ = 0,18 (см. п. 2.1).

Nj = 60 · t · n j ;

N3 = 60 · t · n 11 = 60 · 10 000 · 207 = 124,2 · 106

N4 = 60 · t · n 111 = 60 · 10 000 · 46 = 27,6 · 106

NНЕ3 = N3 · KНЕ = 124,2 · 106 · 0,18 = 25,356 · 106

NНЕ4 = N4 · KНЕ = 29,3 · 106 · 0,18 = 5,274 · 106

Находим коэффициент долговечности:

Определяем допускаемые контактные напряжения:

1059 / 1,2 · 1,2 = 1085 МПа

641 / 1,1 · 1,28 = 745,89 МПа

При расчете косозубых и шевронных передач HP выбирается как наименьшее из двух, получаемых по формулам.

HP = 0,45 · (HP3 + HP4 ) = 823,9 МПа

HP = 1,23 · HPj min = 1,23 · HP4 = 917,44 МПа

Выбираем наименьшее из полученных значений HP = 823,9 МПа

При расчете допускаемых напряжений изгиба по формуле (2):

для шестерни:

600 МПа

SF3 = SF1 = 1,9

KFC3 = KFC1 = 0,75

KFE3 = KFE1 = 0,04

для колеса:

485 МПа

SF4 = SF2 = 1,65

KFC4 = KFC2 = 0,65

KFE4 = KFE2 = 0,06

Для определения коэффициента долговечности находим эквивалентное число циклов напряжений N FЕj :

NFЕ3 = N3 · KFЕ3 = 139,2 · 106 · 0,04 = 5,56 · 106

NFЕ4 = N4 · KFЕ4 = 29,3 · 106 · 0,06 = 1,758 · 106

При N FЕj N FО = 4 · 106 принимаем КFL3 = 1, а

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле (2)

600 / 1,9 · 1 · 0,75 = 237 МПа

485 / 1,65 · 1,095 · 0,65 = 209 МПа

3.2 Определение геометрических размеров передачи

Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния 6, с.3

240,76 мм

где с=430 для косозубых и шевронных передач;

BA – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, который выбирают из единого ряда, рекомендованного ГОСТ 2185-66 [7табл. 12] с учетом расположения опор относительно зубчатого венца [7 табл. 13], BA =0,315

KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; для определения KH можно воспользоваться зависимостью 6, с.3.

KH = 1 + KHС · (bd )4/3 = 1 + 0,072 · 0,90564/3 = 1,063

Где

KHС =0,47 · t / KСX

здесь KСX - коэффициент, зависящий от номера схемы (табл. 13);

KСX=6,5; КНС = 0,47 · 1 / 6,5 = 0,072

t = 1 при твердости активной поверхности зубьев НВj min 350;

bd - коэффициент ширины венца по диаметру;

bd = 0,5 · bа · (U2 + 1) = 0,5 · 0,315 · (4,5 + 1) = 0,866

Округляем aw до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 [7табл. 14], aw = 250 мм

Находим ориентировочную ширину колеса:

bw‘ = ba · aw = 0,315 · 250 = 78,75 мм

и ширину шестерни:

bw3‘ =1,1 · bw4‘ = 1,1 · 78,75 = 86,63 мм

Округляем их до ближайшего значения из ряда Rа 20 [7, табл.9], bw4 = 80 мм и bw3 = 85 мм

Определяем диаметры начальных окружностей шестерни и колеса:

dw4 = dw3 · U2= 90,91 · 4,5 = 409,1 мм

Находим окружную скорость в зацеплении

3,14 · 232 · 69,5652 / 6 · 104 = 0,985 м/с

Степень точности цилиндрической передачи можно определить по формулам:

nст = 10,1 – 0,12 · V 0.

Если в результате расчета будет получено nст 9, то нужно принять nст = 9.

Ориентировочно находим степень точности передачи

nст= 10,1 – 0,12 · V = 10,1 –0,12 · 0,985 = 9,982

принимаем nст = 9

Ориентировочно находим модуль передачи по формуле 6, с.6

4400·955·(4,5+1)/250·85·237=4,588мм

km= 4400 для косозубых передач

Округляем mn‘ до ближайшего большего стандартного значения [7табл. 15], учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач нежелательно,

mn = 5

При выборе узла наклона зуба в косозубых передачах принимают во внимание ограничение по коэффициенту осевого перекрытия 1,1, из которого следует

‘ min = arcsin · (1,1 · mn / bw4 )= arcsin · (1,1 · 3,14 · 5 / 80 )= =12,473º (7)

Угол наклона зуба в косозубых передачах выбирают в диапазоне 8…16. Если min попадает в указанный диапазон, следует принять предварительное значение угла наклона зуба = min , при min 8 принимаем ‘= 16, наконец, при min 16 вместо первоначально выбранного значения ва принимают ближайшее большее стандартное значение ва и вновь проверяют условие (7).

Ориентировочно принимаем ‘= 15º

Рассчитываем ориентировочно суммарное число зубьев шестерни и колеса:

2 · 250 · cos(15) / 5 = 96,6 (8)

Округляем Z' до ближайшего целого числа Z = 97

Находим ориентировочно число зубьев шестерни:

Z3' = Z /(U2 + 1) = 97/(4,5+1) = 17,63

Округляем Z' до ближайшего целого числа Z = 18

Определяем число зубьев колеса:

Z4 = Z - Z3 = 97-18=79

Уточняем передаточное число:

U2Ф = Z4 / Z3 = 79/18 = 4,3888

Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным числом не должно превышать 2,5% при U 4, и 4% при U 4,5. Если это условие не выполняется, то при U UФ увеличиваем Z4 и Z3 на единицу, оставляя неизменным Z3, а при U UФ уменьшаем Z4 и Z3 на единицу.

Для нашего примера:

2,469% < 2,5%

Уточняем значение угла наклона зуба

Характеристики

Список файлов курсовой работы