ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 03.05.2024
Просмотров: 5
Скачиваний: 0
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
2.2. Проектный расчет передачи
Межосевое расстояние определим из условия контактной прочности (4.1 [1]):
= (u 1) ,
где Ka = - коэффициент вида передачи,
ψba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, выбираем из ряда на с.10 [1] с учетом расположения опор относительно зубчатого венца ψba=0.4;
KН коэффициент контактной нагрузки, принимаем на этапе проектного расчета KН =1.2.
Расчетное межосевое расстояние:
= (
Полученную величину округлим до ближайшего стандартного значения (табл.6.1 [1]): = 200 мм.
Находим ширину колеса и шестерни по формулам:
bw2 = ψba = 0.4·200 мм = 80 мм;
bw1 = bw2 + 5 мм= 80 мм + 5 мм = 85 мм.
Полученные значения округляем по ряду нормальных линейных размеров (c.12 [1]): bw1 = 85 мм, bw2 = 80 мм.
Коэффициенты смещения: шестерниx1= , колеса x2= , суммарный x = .
Модуль выбираем из диапазона m = и округляем до стандартного значения по ГОСТ 9563-60 (табл.5.1 [1]), учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач не рекомендуется.
m = 0,015 * 200 = 3 мм
Окончательно примем m= 3 мм.
Для косозубых передач стандартизован нормальный модуль mn = m.
Суммарное число зубьев: Z =
,
где 1 – начальный делительный угол наклона зуба, 1=12º.
В результате расчета получили:
Z = (2· мм ·cos12º)/ 3 мм = 130,4.
Округлили Z до ближайшего целого числа: ZΣ = 130.
Делительный угол наклона зуба определили по формуле
= arccos [130·3/ (2·200 мм)] = 12,84º.
Число зубьев шестерни, колеса и уточненное передаточное число равны:
= 28,88, после округления получили Z1 = 29,
Z2 = Z – Z1 = 101;
uф = = 3,48.
Определение диаметров окружностей зубчатых колес.
Делительные окружности: dj= ,
d1 = 3 мм·29/cos 12,84º = 89 мм;
d2 = 3 мм·101/cos 12,84º = 311 мм.
Окружности впадин зубьев dfj = dj– 2 m (1.25 – xj),
df1 = 89 мм – 2·3 мм (1.25 – ) = 81.5 мм;
df2 = 311 мм – 2·3 мм (1.25 – ) = 303.5 мм.
Окружности вершин зубьев
da1 = 2 aw – df2 – 0.5m = 2· мм – 303.5 мм – 0.5·3 мм = 95 мм;
da2 = 2 aw – df1 – 0.5m = 2·200 мм – 81.5 мм – 0.5·3 мм = 317 мм.
Окружная скорость в зацеплении
V= = π 89·216.27/ 60000 = 1,007 м/с.
По табл.8.1 [1] для полученной скорости V назначаем степень точности передачи ncт = 8. (степень точности передачи меньше 8 не назначать!)
2.3. Проверочный расчет передачи
2.3.1. Проверка на выносливость по контактным напряжениям
Определим контактные напряжения по формуле (с.14 [1])
=
,
где Z = 8400 - коэффициент вида передачи
KH коэффициент контактной нагрузки, KH = KHα KHβ KHV.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями равен:
KHα =1+ A (nст – 5) Kw,
где A = 0,15
Kw= 0.002 НВ2 + 0.036 (V – 9) = 0.002·
При НВ2>350 принимают Kw=1.
В результате расчета получим: KHα = 1+ 0.15( – 5) 0,209 = 1,09.
Динамический коэффициент определим по табл.10.1 [1]: KНV = 1,02.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса
KHβ = 1+ (K – 1) Kw,
где K =
В таблице значение K дано в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру , величина которого определяется выражением:
= 0.5 (u + 1) = 0.5·0,4 (
Окончательно получим:
KHβ = 1+ (K – 1)Kw =1 + (
KH= 1,09 ·1,007·1,02 = 1,12
Расчетные контактные напряжения:
H = (8400/ 200 мм) [1,12·372,45 Н*м (3,48 + 1)3]/( 80 мм·3,48)] = 487,5 МПа.
Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет
=100 =100 (515,45 МПа – 487,5 МПа) / 515,45 МПа = 0,05 %.
2.3.2. Проверка на выносливость по напряжениям изгиба
Проверочный расчет на выносливость при изгибе зубьев шестерни и колеса выполним по формулам (c.15 [1]):
; ,
где YFj коэффициенты формы зуба (с.16 [1])
YFj = 3.47 + + 0.092 ;
здесь ZVj = - эквивалентное число зубьев;
Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,
= 1– 0.01·12,8º= 0,87;
Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y = для непрямозубых передач.
Коэффициент торцевого перекрытия определим по формуле (с.16 [1])
=[1.88 – 3.2 ( + )] cos =[1.88 – 3.2 (1/ 29 + 1/101)] cos 12,8º = 1,694.
В результате расчетов получим:
ZV1 = 29 / cos3 (12,8º) = 31,28;
ZV2= 101 / cos3 (12,8º) = 108,95;
YF1= 3.47+ (13.2 – 27.9·)/ 31,28 + 0.092·2 = 3,892;
YF2 = 3.47+ (13.2 – 27.9·)/ 108,95+ 0.092·2 = 3,591;
Y = 0,59.
Коэффициент нагрузки при изгибе равен
KF = KFα KFβ KFV.
Входящие в эту формулу коэффициенты, имеют такой же физический смысл, что и коэффициенты в формуле для KН. При их определении используют следующие зависимости:
KFα=1 + A (nст – 5) для непрямозубых передач,
KFβ = 0.18 + 0.82 K ,
KFV = 1+1.5 (KHV – 1) при НВ2 <350
В результате расчетов получим
KFα =,45,
KFβ = 0.18 + 0.82·1,035 = 1,029;
KFV =
KF = 1,45·1,029·1,03 = 1,537.
Расчетные напряжения изгиба
F1=3,892·0,59·0,87·2000·372,45·1,537/(85·89·3) = 100,78 Мпа;
F2= 100,78·85·3,591/(80·3,892) = 98,8 МПа.
2.4. Определение сил в зацеплении
Окружная сила: = 2000·372,45 / 89= 8370 Н.
Радиальная сила: = 8370 tg 20° / cos 12,8º = 3125 Н.
Осевая сила: Fa= Ft = 8370 tg 12,8º = 1900 Н.
Стр.