![]() |
Главная Случайная страница Контакты | Мы поможем в написании вашей работы! | |
|
3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.
а) шестерня
- делительный диаметр:
d 1= d w= ,
mn- модуль зацепления
mn=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+2mn
d a1=45,6+2*2,250=50,1мм
-диаметр впадин зубьев
d f1=d1-2.5mn
d f1=45.6-2,5*2,250=39,975мм
б) колесо
- делительный диаметр:
d 2= d w=
,
Z2=59
mn=2,250
cosβ =cos9.069 = 0.987
d 2= d w= =134,5
-диаметр вершин зубьев:
d a2=d2+2mn
d a2=134,5+2*2,250=139мм
-диаметр впадин зубьев
d f2=d2-2.5mn
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= ,
mn- модуль зацепления
mn=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+2mn
d a1=32,4+2*1,25=34,9мм
-диаметр впадин зубьев
d f1=d1-2.5mn
d f1=32,4-2,5*1,250=29,275мм
![]() |
б) колесо
- делительный диаметр:
d 2= d w=
,
Z2=114
mn=1,250
cosβ = 0.965
d 2= d w= =147,7
-диаметр вершин зубьев:
d a2=d2+2mn
d a2=147,7+2*1,250=150,2мм
-диаметр впадин зубьев
d f2=d2-2.5mn
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
nj-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
εα- коэффициент торцевого перекрытия
εα= [1.88-3.2*(1/Z1±1/Z2)]cos β,
Так как зацепление внешнее – знак «+»
εα=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6
εβ- коэффициент осевого перекрытия
-рабочая ширина зубчатых венцов
b2= bW=28
mn=2,250
εγ- суммарный коэффициент перекрытия
εγ= εα+ εβ
εγ=1,6+0,626=2,2
3.2.4Коэффициент KHα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.
Согласно источнику [1, стр42, рис. 12] принимаем
KHα=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 =σн*g 0*V*
Где σн- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и
модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику
[1, стр42,табл. 16]:
σн=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
3.2.7Коэффициент Z ε, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия εβ‹1
Z ε=
Z ε=
3.2.8 Расчетное контактное напряжение, МПа
σн= 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
![]() |
σн= 2,47*190*0,83 * МПа
σ HP=0,45*(σ HP1+ σ HP2)
σ HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа
σн≤ 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=σF*g 0*V*
σF- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев,Н/м Согласно источнику [1, стр42,табл.16]:
σF=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 εβ=0,6 ‹1: Yε= 0.2+0,8/ εα
Yε= 0.2+0,8/ 1,6=0,7
3.3.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба
Yβ=1- εβ*β/1200≥0,7
Yβ=1- 0,6*9,069/1200=0,955≥0,7
3.3.8Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:
σF= Z FS1* Zβ1* Z ε1* ≤ σFP
Обычно расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса:
σF= 4,09* 0,7* 0,955* ≤ σFP
372,83≤520
3.4 Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
σнmax= σн* σнPmax
Tmax =β1-кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе
TH
β1= 1,25…1,35
Принимаем β1=1,3
σнmax= 973,8* МПа
σнPmax =2.420МПа
σнmax≤ σнPmax
1.110,3≤2.420
3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.
σFmax= Tmax ≤ σFPmax
TH
σF=372.83
Tmax =1.3
TH
σFPmax=1.171МПа
σFmax=372,83*1,3=484,68МПа
σFmax≤ σFPmax
484,68≤1.171
3.6 Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
-окружная сила:
Ft1=
Ft1=
-радиальная сила
Fr= Ft*tg αW/ cosβ
Fr1=4.879*0,6/0,987=1.779 Н
- осевая сила
Fа= Ft* tgβ
Fа1=4.879*0,16=780,6Н
3.7 Силы в зацеплении быстроходной цилиндрической зубчатой передачи.
-окружная сила:
Ft2=
Ft1=
-радиальная сила
Fr2= Ft2*tg αW/ cosβ
Fr2=19664*0,36/0,965=7336 Н
- осевая сила
Fа2= Ft2* tgβ
Fа2=19664*0,159 = 3126 Н
![]() |
4. Выбор смазки.
Выбор кинематической вязкости масла для передач зацеплением.
При контактном напряжении σН=973,8; окружной скорости V=0,739 м/с согласно источнику [1, стр96,табл.36]: рекомендуется кинематическая вязкость60 мм2/с при температуре 50 0С
Для быстроходной передачи при скорости V=2,32 и напряжении σН=973,8 рекомендуется вязкость 50 мм2/с.
Выбираю среднее значение кинетической вязкости 55 мм2/с.Этой вязкости соответствует марка масла, согласно источнику [1, стр97,табл.37] И50А (индустриальное)
Литература
1 Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1995.–102с.
2 Дунаев П.Ф., Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа, 1978.–352с.
3 Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для вузов С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др.– 5–е изд., перераб. и доп.–М.: Машиностроение, 1984.–560с., ил.
4 Пелипенко И.А., Шевцов Ю.А. Разработка компоновки редуктора: Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1991.–41с
![]() |
Дата публикования: 2015-07-22; Прочитано: 225 | Нарушение авторского права страницы | Мы поможем в написании вашей работы!