Студопедия.Орг Главная | Случайная страница | Контакты | Мы поможем в написании вашей работы!  
 

Расчет закрытых цилиндрических передач



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 K, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.

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

K=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 HVн*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 ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость

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

K =1,19

3.3.2 Коэффициент K , 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 = 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 FVF*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

Tmax1-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!



studopedia.org - Студопедия.Орг - 2014-2025 год. Студопедия не является автором материалов, которые размещены. Но предоставляет возможность бесплатного использования (0.007 с)...