kursovik (708770), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

= ;

= ;

= .

Так как во всех трёх случаях число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимаем =1.

4.1.5 Определение допускаемых напряжений для шестерни

Определяем допускаемые напряжения для шестерни Z₁ по выражению 4.2:

Н/мм².

4.1.6 Определение допускаемых напряжений для колеса

Определяем допускаемые напряжения для колеса Z₂ по выражению 4.2:

Н/мм².

4.1.7 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для косозубых колёс

Согласно [1, стр. 29] для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле:

, (4.6)

где и - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни Z₁ и колеса Z₂.

Найдём расчётное допускаемое контактное напряжение, после чего стоит проверить выполняемость условия 1,23 , см [1, стр. 29]:

Н/мм²;

так как 507,26 Н/мм² < Н/мм², то проверочное условие выполняется.

4.1.8 Расчёт межосевого расстояния для быстроходной ступени

По выражению 4.1 рассчитаем межосевое расстояние, принимая :

=

= мм.

Округляем до стандартного значения по СТ СЭВ 229-75 = 125 мм, см. [1, стр. 30].

4.1.9 Определение модуля

Согласно [1, стр. 30] модуль следует выбирать в интервале :

= мм;

по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр. 30], принимаем 1,5.

4.1.10 Определение числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр. 30]:

, (4.7)

где - угол наклона линии зуба; для косозубых передач принимают в интервале , см. [1, стр. 30].

Принимаем предварительно =10⁰ и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:

;

принимаем =164.

Определяем число зубьев шестерни по формуле [1, стр. 30]:

; (4.8)

Принимаем =33.

Рассчитаем :

По полученным значениям оределяем передаточное отношение:

;

расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность:

, что меньше 2,5%.

Определим уточнённое значение угла наклона зуба:

отсюда = 10,26⁰.

После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]:

; (4.9)

мм.

4.1.11 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям, см. [1, стр. 38]:

; (4.10)

. (4.11)

мм;

мм.

Проверка: мм.

Вычислим диаметры вершин зубьев:

; (4.12)

; (4.13)

мм;

мм.

Диаметры впадин зубьев:

; (4.14)

; (4.15)

мм;

мм.

Ширина колеса:

; (4.16)

мм.

Ширина шестерни:

мм; (4.17)

мм= мм:

принимаем =35 мм.

4.1.12 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру

; (4.18)

.

4.1.13 Определение окружной скорости колёс и степени точности

; (4.19)

м/c.

Согласно [1, стр. 27] для косозубых колёс при до 10 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.

4.1.14 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений

Коэффициент К_Н, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца, определяется следующим выражением, см. [1, стр. 26]:

, (4.20)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- динамический коэффициент.

По [1, стр. 32] находим:

= 1,07; = 1, 06; = 1,0.

4.1.15 Проверка контактных напряжений

Условие для проверочного расчёта косозубых передач, см. [1, стр. 26]:

; (4.21)

Н/мм² < = 499 Н/мм².

4.1.16 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе

Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению, см. [1, стр. 38]:

, (4.22)

где F_t - окружная сила, действующая в зацеплении;

, (4.23)

Н;

K_F – коэффициент нагрузки;

, (4.24)

пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр. 35-36], находим = 1,14 и = 1,1;

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни ; ;

для колеса ; .

Допускаемое напряжение вычисляем по формуле, см. [1, стр. 36]:

. (4.25)

По таблице 3.9 из [1, стр. 37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

= 1,8 НВ;

для шестерни Н/мм²;

для колеса Н/мм².

Коэффициент запаса прочности . По таблице 3.9 =1,75; =1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни Н/мм²; Н/мм²;

для колеса Н/мм²; Н/мм².

Найденное отношение меньше для шестерни, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев шестерни.

Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, см. [1, стр. 39]:

, (4.26)

где - угол наклона линии зуба;

.

= 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

Н/мм²,

что значительно меньше Н/мм².

4.2 Расчёт тихоходной ступени

4.2.1 Определение межосевого расстояния для тихоходной ступени

Межосевое расстояние тихоходной ступени определяем по той же формуле 4.1, что и для быстроходной, принимая = 1,14, = 0,4, Н/мм²:

=

= мм.

Округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 = 160 мм, см. [1, стр. 30].

4.2.2 Выбор материалов

Для тихоходной ступени выбираем аналогичные материалы, что и для быстроходнодной: сталь легированную 30ХГС улучшенную с твердостью НВ 250 для шестерни с твёрдостью НВ 220 для колеса.

4.2.3 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для тихоходной ступени

Значения расчётных допускаемых напряжений для тихоходной и бястроходной ступеней совпадают, т. е.:

Н/мм²;

4.2.4 Определение модуля

Согласно [1, стр. 30], модуль следует выбирать в интервале :

= мм;

по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр. 30], принимаем 2,5.

4.2.5 Определение числа зубьев шестерни Z₃ и колеса Z₄

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр. 30]:

, (4.22)

Принимаем предварительно =10⁰ и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:

;

принимаем =126.

Определяем число зубьев шестерни по формуле [1, стр. 30]:

; (4.23)

Принимаем =27.

Рассчитаем :

По полученным значениям оределяем передаточное отношение:

;

расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность:

, что меньше 2,5%.

Определим уточнённое значение угла наклона зуба:

отсюда = 10,26⁰.

После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]:

; (4.24)

мм.

4.2.6 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям, см. [1, стр. 38]:

; (4.25)

. (4.26)

мм;

мм.

Проверка: мм.

Вычислим диаметры вершин зубьев:

; (4.27)

; (4.28)

мм;

мм.

Диаметры впадин зубьев:

; (4.29)

; (4.30)

мм;

мм.

Ширина колеса:

; (4.31)

мм.

Ширина шестерни:

мм; (4.32)

мм= мм:

принимаем =68 мм.

4.2.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру

; (4.33)

.

4.2.8 Определение окружной скорости колёс и степени точности

; (4.34)

м/c.

Согласно [1, стр. 27] для косозубых колёс при до 10 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.

4.2.9 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений

По [1, стр. 32] находим:

= 1,06; = 1, 06; = 1,0.

Используя выражение 4.20, вычисляем коэффициент нагрузки:

4.2.10 Проверка контактных напряжений

Для проверочного расчёта косозубой передачи тихоходной ступени воспользуемся той же формулой , что и для быстроходной:

Н/мм² < = 507,2 Н/мм².

4.2.11 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по выражению 4.22 с учётом того, что окружная сила, действующая в зацеплении, равна

, (4.35)

Н;

Определим коэффициент нагрузки : пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр. 35-36], находим = 1,115 и = 1,1;

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни ; ;

для колеса ; .

Допускаемое напряжение вычисляем по формуле 4.25:

.

По таблице 3.9 из [1, стр. 37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

= 1,8 НВ;

для шестерни Н/мм²;

для колеса Н/мм².

Коэффициент запаса прочности . По таблице 3.9 =1,75; =1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни Н/мм²; Н/мм²;

для колеса Н/мм²; Н/мм².

Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев колеса.

Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, используя выражение 4.26:

.

= 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

Н/мм²,

что значительно меньше Н/мм².

Характеристики

Список файлов реферата