Сделай Сам Свою Работу на 5

Определение усилий в зацеплении.





Расчет цилиндрической прямозубой передачи одноступенчатого редуктора

Исходные данные для расчета:

передаточное число u = 5.2;

частота вращения шестерни n1 = 727 мин-1;

частота вращения колеса n2 = 139.8 мин-1;

вращающий момент на шестерне Т1 = 91.95 Н*м.

Срок службы передачи при трехсменной работе 7 лет.

Передача нереверсивная, нагрузка постоянная, производство мелкосерийное.

Выбор материалов и термической обработке колес

Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 269-302 НВ, средняя твердость НВ01 = 285;

для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 235-262 НВ, средняя твердость НВ02 = 250.

Определение допускаемых контактных напряжений

[ Н] = Hlim ZN / SH , МПа;

где Hlim – предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений NH0:

для шестерни Hlim1 = 2 НВ01 + 70 = 2*285 + 70 = 640 МПа;

для колеса Hlim2 = 2 HB02 +70 = 2*250 + 70 = 570 МПа;

SH – коэффициент запаса прочности, SH = 1.1;

ZN – коэффициент долговечности.

Базовое число циклов напряжений:

для шестерни NH01 = 30 (HB02)2.4 = 30*2582.4 2.3*107;

для колеса NH02 = 30 (HB02)2.4 = 30*2502.4 1.7*107.

Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения



NK = 60 n c Lh ,

где n – частота вращения шестерни, колеса, мин-1;

с – число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с = 1;

Lh – срок службы передачи

Lh = 2920 L Kг Кс , ч ,

где L – число лет работы передачи, L = 7 лет;

Кг – коэффициент годового использования передачи, Кг = 0.85;

Кс – число смен работы передачи в сутки, Кс = 3.

Lh = 2920*7*0.85*3=52122 ч.

Расчетное число циклов напряжений:

для шестерни NK1 = 60 n1 c Lh = 60*727*1*52122 = 227*107 ;

для колеса NK2 = 60 n2 c Lh = 60*139.8*1*52122 = 42*107 .

Для длительно работающих передач при NK NH0 коэффициент долговечности равен

ZN = ≥ 0.75 .

для шестерни

для колеса 0.85 .

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни 1 = 640*0.8/1.1 = 465,4 МПа;

для колеса 2 = 570*0.85/1.1 = 440.5 МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение

= 2 = 440.5 МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба

= YR YZ YA YN / SF , МПа ,

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений:

для шестерни = 1.75 HB01 = 1.75*285 = 498.7 МПа;

для колеса = 1.75 HB02 = 1.75*250 = 437.5 МПа;



SF – коэффициент запаса прочности, SF = 1.7;

YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, YR = 1;

YZ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса. Для поковок и штамповок YZ = 1;

YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче YA = 1.0;

YN – коэффициент долговечности

YN = ,

где NF0 – базовое число циклов напряжений. Для сталей NF0 = 4*106 .

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни NK1 = 227*107 и для колеса NK2 = 43*107 больше базового числа циклов NF0 = 4*106, то принимаем YN = 1.0 .

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни 1 = 498.7*1*1*1*1/1.7 293 МПа;

для колеса 2 = 437.5*1*1*1*1/1.7 257 МПа.

Определение межосевого расстояния

где Ka = 450 МПа1/3 – вспомогательный коэффициент;

u – передаточное число, u = 5.2;

Т1 – вращающий момент на шестерне, T1 = 91.95 H*м;

KH – Коэффициент нагрузки. Для прямозубой передачи предварительно принимаем КH = 1.3;

- коэффициент ширины колеса.

При симметричном расположении прямозубых колес относительно опор выбираем = 0.315.

Принимаем из ряда стандартных чисел = 210 мм.

Определение модуля передачи

Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб

где Кm = 6.8*103 – для прямозубой передачи;

b2 – ширина венца колеса

b2 = 210 = 66.15 мм.

Принимаем b2 = 70 мм.

Максимально допустимый модуль передачи

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение окружного модуля m = 2 мм.

Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

zS = 2 aW / m = 2*210/2 = 210.

Определение числа зубьев шестерни колеса

z1 = zS / (u + 1) = 210/(5.2 + 1) = 33.8.

Принимаем z1 = 35.



Так как z1 = 35 zmin = 17, то зубчатые колеса изготовляются без смещения

исходного контура (x1 = x2 = 0).

Число зубьев колеса

z2 = zS – z1 = 210 – 35 = 175.

Уточнение передаточного числа

uф = z2 / z1 = 175/35 = 5.

Отклонение от заданного передаточного числа

Уточнение межосевого расстояния

aW = m (z1 + z2) / 2 = 2(35 + 175)/2 = 210 мм.

Определение размеров зубчатых колес

Делительные диаметры:

для шестерни d1 = mz1 = 2*35 = 70 мм;

для колеса d2 = mz2 = 2*175 = 350 мм.

Диаметры вершин зубьев:

для шестерни da1 = d1 + 2m = 70 + 2* 74 мм;

для колеса da2 = d2 + 2m = 350 + 2.2 = 354 мм.

Диаметры впадин зубьев:

для шестерни df1 = d1 – 2.5m = 70 – 2.5*2 = 65 мм;

для колеса df2 = d2 – 2.5m = 350 – 2.5*2 = 345 мм.

Ширина зубчатого венца:

для колеса b2 = 70 мм;

для шестерни b1 = b2 + 5 = 70 + 5 = 75 мм.

Размеры заготовок

Диаметр заготовки шестерни

Dзаг = da1 + 6 = 74 + 6 = 80 мм.

Для колеса с выточками:

толщина диска Cзаг = 0.5 b2 = 0.5*70 = 35 мм;

толщина обода заготовки колеса Sзаг = 8m = 8*2 16 мм.

Предельные размеры заготовок для стали 45:

Dпр = 80 мм; Sпр = 80 мм.

Условие пригодности заготовок выполняются, так как Dзаг = Dпр; Сзаг < Sпр и Sзаг < Sпр .

Определение усилий в зацеплении.

Окружная сила

Ft = 2000 T1/d1 = 2000*91.95/70 2627.14 Н;

Радиальная сила

Fr = Ft tg = 2627.14*tg = 956.2 H.

 








Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.