Главная » Просмотр файлов » Баловнев Расчет цилиндрических зубчатых передач

Баловнев Расчет цилиндрических зубчатых передач (946529), страница 2

Файл №946529 Баловнев Расчет цилиндрических зубчатых передач (Баловнев Расчет цилиндрических зубчатых передач) 2 страницаБаловнев Расчет цилиндрических зубчатых передач (946529) страница 22013-09-14СтудИзба
Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Базовое число циклов по формулеN HG = 30 ⋅ HB 2 ,4 ≈ 340 ⋅ HRC 3,15 + 8 ⋅ 10 6 ≤ 120 ⋅ 10 6 .(5)2.5.3.2. Суммарные числа циклов нагружения за период службы для шестерни N Σ 1и колеса N Σ 2 определяются:при переменной частоте вращенияN Σ = 60 ⋅ ni ⋅ ( ∑ ni ⋅ t i ) ⋅ д ⋅ л ;(6)при постоянной частоте вращенияN Σ = 60 ⋅ nзац ⋅ n ⋅ t c ⋅ д ⋅ л , (6а) или N Σ = 60 ⋅ nзац ⋅ n ⋅ Lh .(6б)Здесь nзац - число зацеплений одной стороны зуба за один оборот шестерни или колеса; t i- время работы на скоростном режиме ni на протяжении суток, в часах; n - частотавращения рассматриваемого зубчатого колеса; д - число рабочих дней в году; л - срокслужбы передачи, в годах; t с - время работы на протяжении суток, в часах; Lh = t с ⋅ д ⋅ л- ресурс работы передачи в часах.Примечание. Если для шестерни и колеса nзац = 1 , то N Σ 2 = N Σ 1 / u , где u передаточное число передачи.2.5.3.3.Коэффициент режима работыПри заданной циклограмме нагружения и различной частоте вращения на каждойступени нагружения коэффициент режима работы находят по формулеµH3∑ ni ⋅ t i ⋅ ( Ti / Tmax ),= µ3 =∑ ni ⋅ t i(7)9при n = constµHt= µ3 = ∑ itΣ3 T ⋅  i  , Tmax (7а)где ni , t i , Ti - частота вращения, время работы и вращающий момент на i − й ступенинагружения; Tmax - наибольший длительно действующий момент, длительность действиякоторого за срок службы не менее 0 ,03 ⋅ N HG циклов; t i / t Σ - относительное времяработы на i − й ступени нагружения; tΣ - суммарное время работы.Моменты, действующие за срок службы менее 0 ,03 ⋅ N HG циклов, при расчете насопротивление усталости не учитываются.Если циклограмма нагружения соответствует типовому режиму нагружения, токоэффициентµ H берут согласно приложению 2.2.5.3.4.

Эквивалентные числа циклов за срок службыN HE = N Σ ⋅ µ 3 .(8)Примечание. Если для шестерни и колеса nзац = 1 , то NHE2 = NHE1 / u .2.5.4. Коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости поверхностейзубьев Z R принимают:Шероховатость, мкмRa = 1 ,25...0 ,63ZR1,0Ra = 2 ,5...1 ,25RZ = 40...100,950,92.5.5. Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости ZV - по рис.2.2.5.6. Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса Z X - по рис.3, взависимости от диаметра d колеса.2.6. Определение размеров зубчатой пары2.6.1.

Начальный диаметр шестерни по формулеdw1 = Kd ⋅ 3T2 ⋅ K Hβψ bd ⋅ [σ ]2H⋅u±1u2,(9)где K d = 770 - для прямозубых и K d = 675 - для косозубых и шевронных колес; T2 наибольший момент на колесе, длительность действия которого за срок службы не менее50000 циклов;ψ bd назначают согласно п. 2.3.; K Hβ - по п. 2.4. Определение [σ ]H по п.2.5.Знак «+» соответствует внешнему зацеплению колес, «-» - внутреннему.10Коэффициент ZVКоэффициент Z XZX1 ,0ZV3501 ,1 2<H B>HB1 ,0 435 00 ,91 ,0 81 ,0 00 ,84 6 8 10 12 14 16 18 V , м / c 2 004 00Рис.

2600800dW , м мРис. 32.6.2. По найденному диаметру d w1 определяют:расч .расчетную ширину колес bw= ψ bd ⋅ d w1 ;расч .расчетное межосевое расстояние a w=(10)d w1 ⋅ ( u + 1 ),2(11)которое округляют по табл. 4 до стандартного. Ряд 1 следует предпочитать ряду 2.Примечание. В обоснованных случаях межосевое расстояние может быть нестандартным.Стандартные межосевые расстояния a w в ммРяд 1Ряд 240-Таблица 45063801001251602002503154005007190112140180225280355450В случае существенного измененияbwтреб .треб .Ширина колеса bw 2 = bw=awкорректируют ширину колесарасч .

 2aрасч .  .bw ⋅  w aw (12); ширина шестерни bw1 = bw 2 + ( 5...8 ) мм. С округлениемдо целого числа.2.6.3. Определение геометрии зацепления2.6.3.1. При колесах с твердостью поверхности зубьев колеса HB2 ≤ 350Задаются по табл. 5 модулем в пределах: m ≈ ( 0 ,01...0 ,02 ) ⋅ a w ≥ 1 ,5 мм. Прибольшей твердости зубьев шестерни - по верхнему пределу. Для силовых передач следуетбрать модуль не менее 1,5 мм. Ряд 1 следует предпочитать ряду 2.11Модули m в мм по стандарту ГОСТ 9563-80Ряд 1Ряд 21,522,5341.752,252,753,54,5Задаются ориентировочно углом наклона зубьевоβТаблица 5568105,57911: для косозубых колес редукторовооов пределах 8 ...20 , для косозубых колес коробок передач - 20 ...30 , для шевронных -25о ...40о .Определяют числа зубьев z1 и z 2z1 =2 ⋅ a w ⋅ cos βm ⋅( u ±1),(13)z2 = z1 ⋅ u .(14)Полученные значения округляют до целых чисел.Примечание.

Если число зубьев z1 < 17 , то следует выполнить проверку на возможностьподрезания зуба по формуле (15).()zmin = 2 ⋅ cos2 β / tg2α w + 1 ⋅ cos β .(15)0Здесь α w = 20 - угол зацепления.2.6.3.2.Приколесеишестернесупрочненнойповерхностьюзубьев( H > 45 HRC )Из условий равнопрочности по контактным напряжениям и изгибу определяютнаибольшее допустимое произведение(zV 1 ⋅ YFS )max = A ⋅ 103 ⋅ [σ ]2F[σ ]H⋅u±1,u(16)где zV 1 - эквивалентное число зубьев шестерни; YFS - коэффициент, учитывающийформулу зубьев и концентрацию напряжений.При этом допускаемое напряжение изгиба устанавливают по п. 2.5. Для прямозубыхколес A = 190 , косозубых и шевронных A = 220 .По найденному произведению ( z1 ⋅ YFS ) из рис. 4 находят возможные zV 1 икоэффициент смещения x1 .

При этом расчет следует вести для нескольких вариантов zV 1 иx 1 с тем, чтобы после окончательного определения модуля по п. 2.6.4., угла наклона зубаβ по п. 2.6.5. и коэффициента осевого перекрытия ε β по п. 2.6.6. выбрать болеецелесообразный вариант.12Примечания:1. Если определенное по формуле (16) произведение ( z1 ⋅ YFS ) при данном zV 1оказывается больше величин, соответствующих на рис. 4 линии а − а , то лимитирующимявляется контактное напряжение и смещение определяется только условием отсутствияподрезания.2.

Следует иметь в виду, что рис. 4 дает значение коэффициента смещения x1 приданном zV 1 из условия равнопрочности по контактным напряжениям и изгибу придиаметре d w1 , определенному по контактным напряжениям. Поэтому с увеличениемчисла зубьев zV 1 модуль уменьшается и требует большее смещение x1 .Задаются ориентировочно углом наклона зубьевβ согласно п. 2.7.3.1. и определяютчисла зубьев:z1 = zV 1 ⋅ cos 3 βz 2 = z1 ⋅ u .иОкругляютz1иz2z2,до целых чисел. Находятэквивалентные числа зубьевzV 1 =z1cos3 βи zV 2 =cos3 β(17)и по блокирующему контуру в приложении 3 к ГОСТ 16532-70 проверяют допустимостьсмешение x1 и находят смещение x2 .

При z1 + z2 < 60 рекомендуется равносмещеннаяпередача, т.е. x2 = − x1 .x1716151x1=0, 0,80,6 70,0,4 50,30,x 21=0,1zV 1=0Графики для определения ( z1 ⋅ YFS )а1413124045а5055Рис. 4606570 ( zV 1 YF S )132.6.4. Определяют модульm=2 ⋅ d w1 ⋅ cos β(18)z1 + z 2и округляют его до стандартного по табл. 5 п. 2.7.3.1.2.6.5. Находят окончательно:zпередаточное число u = 2 ;(19)z1угол наклона зубаβ ( cos β );β = arccosm ⋅ ( z1 + z2 );2 ⋅ aw(20)(cos β =m ⋅ ( z1 + z2 ));2 ⋅ aw(20а)( β фиксируется до минут или четвертого знака после запятой; cos β - до шестого знакапосле запятой);осевой шагpx =π ⋅m.sin β(21)2.6.6. Определяют коэффициент осевого перекрытияε β = bw 2 / p x ,(22)который рекомендуется ε β ≥ 1 ,1 .

В крайнем случае не менее 0,9 .Расчет геометрии по п.п. 2.6.3. - 2.6.6. целесообразно вести в нескольких вариантах.Выбирают тот, у которого u ближе к заданному, а ε β ≥ 1 .2.6.7. Диаметры зубчатых колес2.6.7.1. Делительные диаметрыd1 =m ⋅ z1m ⋅ z2; d2 =.cosβcos β(23)2.6.7.2. Диаметры вершин зубьев:колес внешнего зацепленияda1 = d1 + 2 ⋅ m ⋅ ( 1 + x1 − y ) ; da2 = d2 + 2⋅ m⋅ (1+ x1 − y );(24)колес внутреннего зацепленияda1 = d1 + 2 ⋅ m ⋅ ( 1 + x1 ) ; da2 = d2 − 2⋅ m⋅ ( 1− x1 − 0,2 ) ;(24а)где x1 и x 2 - коэффициенты смещения шестерни и колеса; y = −( a w − a ) / m коэффициент воспринимаемого смещения; a = 0 ,5 ⋅ m ⋅ ( z 2 ± z1 ) - делительное межосевое14расстояние.2.6.7.3.

Диаметры впадин:колес внешнего зацепленияd f 1 = d1 − 2⋅ m⋅ (1,25− x1 ); d f 2 = d2 − 2⋅ m⋅ (1,25− x2 );(25)колес внутреннего зацепленияd f 1 = d1 − 2⋅ m⋅ (1,25− x1 ); d f 2 = d2 + 2⋅ m⋅ (1,25− x2 ).(25а)2.6.7.4. Начальные диаметрыd w1 =2 ⋅ awu±1dw2 =2 ⋅ aw ⋅ uu±1(26)Примечание. Диаметры и контрольные размеры колес находят с точностью до сотыхдолей мм выполняют проверку по формуле d1 + d 2 = 2 ⋅ aW .2.6.7.5. Уточнение коэффициента относительной ширины зубчатого венца ведут поформулеψ bd =bw 2.d w1(27)Если его величина выходит за рекомендуемые пределы по табл.

3, то степеньточности колес корректируют.2.6.8. Коэффициент торцового перекрытия передачи без смещения находят поформулеεα = εα 1 + εα 2 ,где(28)ε α 1 и εα 2 - составляющие коэффициента торцового перекрытия шестерни иколеса соответственно по рис. 5.z2 = 55 , β = 150 .

По графику определяем (см. пунктир)Пример. Дано: z1 = 27 ,εα 1 = 0 ,78 , а εα 2 = 0 ,845 .Приβ < 20o коэффициент торцового перекрытия можно определять по формуле 1 1 ±   cos β . z1 z 2  ε α = 1 ,88 − 3 ,2 ⋅ (28а)Примечание. Для передач со смещением коэффициент торцового перекрытия передачинаходят по приложению 2 ГОСТ21354-87.15График для определения ε α 1 и ε α 2eab= 0 o80 ,9o15o0 ,8 520o0 ,825o0 ,7 530o35o40o0 ,70 ,6 50 ,60 ,5 50 ,58 9 10 12 14 1 6 18 2 0 25 3 04050 608 0 10 0 120zРис.

52.6.9. Суммарный коэффициент перекрытия находят по формулеε γ = εα + ε β .(29)2.7. Размеры для контроля взаимного положения разноименных профилей2.7.1. Постоянная хорда, выраженная в долях модуляsc* =π2⋅ cos 2 α + x ⋅ sin α .(30)2.7.2. Постоянная хордаsc = sc* ⋅ m2.7.3. Высота до постоянной хорды[hc = 0 ,5 ⋅ (d a − d ) − m ⋅ sc* ⋅ tgα(31)](32)162.8. Скорость и силы в зацеплении2.8.1. Окружная скоростьV=π ⋅ d w1 ⋅ n160000.(33)2.8.2. Окружная силаFt =2000 ⋅ T2.dw2(34)2.8.3.

Характеристики

Тип файла
PDF-файл
Размер
618,09 Kb
Тип материала
Высшее учебное заведение

Список файлов книги

Свежие статьи
Популярно сейчас
А знаете ли Вы, что из года в год задания практически не меняются? Математика, преподаваемая в учебных заведениях, никак не менялась минимум 30 лет. Найдите нужный учебный материал на СтудИзбе!
Ответы на популярные вопросы
Да! Наши авторы собирают и выкладывают те работы, которые сдаются в Вашем учебном заведении ежегодно и уже проверены преподавателями.
Да! У нас любой человек может выложить любую учебную работу и зарабатывать на её продажах! Но каждый учебный материал публикуется только после тщательной проверки администрацией.
Вернём деньги! А если быть более точными, то автору даётся немного времени на исправление, а если не исправит или выйдет время, то вернём деньги в полном объёме!
Да! На равне с готовыми студенческими работами у нас продаются услуги. Цены на услуги видны сразу, то есть Вам нужно только указать параметры и сразу можно оплачивать.
Отзывы студентов
Ставлю 10/10
Все нравится, очень удобный сайт, помогает в учебе. Кроме этого, можно заработать самому, выставляя готовые учебные материалы на продажу здесь. Рейтинги и отзывы на преподавателей очень помогают сориентироваться в начале нового семестра. Спасибо за такую функцию. Ставлю максимальную оценку.
Лучшая платформа для успешной сдачи сессии
Познакомился со СтудИзбой благодаря своему другу, очень нравится интерфейс, количество доступных файлов, цена, в общем, все прекрасно. Даже сам продаю какие-то свои работы.
Студизба ван лав ❤
Очень офигенный сайт для студентов. Много полезных учебных материалов. Пользуюсь студизбой с октября 2021 года. Серьёзных нареканий нет. Хотелось бы, что бы ввели подписочную модель и сделали материалы дешевле 300 рублей в рамках подписки бесплатными.
Отличный сайт
Лично меня всё устраивает - и покупка, и продажа; и цены, и возможность предпросмотра куска файла, и обилие бесплатных файлов (в подборках по авторам, читай, ВУЗам и факультетам). Есть определённые баги, но всё решаемо, да и администраторы реагируют в течение суток.
Маленький отзыв о большом помощнике!
Студизба спасает в те моменты, когда сроки горят, а работ накопилось достаточно. Довольно удобный сайт с простой навигацией и огромным количеством материалов.
Студ. Изба как крупнейший сборник работ для студентов
Тут дофига бывает всего полезного. Печально, что бывают предметы по которым даже одного бесплатного решения нет, но это скорее вопрос к студентам. В остальном всё здорово.
Спасательный островок
Если уже не успеваешь разобраться или застрял на каком-то задание поможет тебе быстро и недорого решить твою проблему.
Всё и так отлично
Всё очень удобно. Особенно круто, что есть система бонусов и можно выводить остатки денег. Очень много качественных бесплатных файлов.
Отзыв о системе "Студизба"
Отличная платформа для распространения работ, востребованных студентами. Хорошо налаженная и качественная работа сайта, огромная база заданий и аудитория.
Отличный помощник
Отличный сайт с кучей полезных файлов, позволяющий найти много методичек / учебников / отзывов о вузах и преподователях.
Отлично помогает студентам в любой момент для решения трудных и незамедлительных задач
Хотелось бы больше конкретной информации о преподавателях. А так в принципе хороший сайт, всегда им пользуюсь и ни разу не было желания прекратить. Хороший сайт для помощи студентам, удобный и приятный интерфейс. Из недостатков можно выделить только отсутствия небольшого количества файлов.
Спасибо за шикарный сайт
Великолепный сайт на котором студент за не большие деньги может найти помощь с дз, проектами курсовыми, лабораторными, а также узнать отзывы на преподавателей и бесплатно скачать пособия.
Популярные преподаватели
Добавляйте материалы
и зарабатывайте!
Продажи идут автоматически
6552
Авторов
на СтудИзбе
299
Средний доход
с одного платного файла
Обучение Подробнее