Добавил:

Jovanni_Revival Выкладываю свои готовые курсовые работы (доклады). Считаю бессмысленным их хранение на компьютере, если есть возможность поделиться ими со всеми, чтобы чуточку облегчить работу другим. Поддержи не только просмотром, но и скачиванием материала ;) Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Белорусский национальный технический университет

Предмет:

Детали машин и основы конструирования

Файл:

Расчет и конструирование соосного редуктора / 3.2 Расчет косозубой быстроходной передачи

.docx

Скачиваний:

Добавлен:

26.12.2020

Размер:

261.37 Кб

Скачать

☆

3.2 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ

Исходные данные:

- вращающий момент на валу шестерни,

- вращающий момент на валу колеса,

- частота вращения вала шестерни,

- частота вращения вала колеса,

передаточное число цилиндрической передачи.

Режим нагружения передачи - переменный.

Расположение шестерни относительно опор - несимметричное.

Далее по тексту индекс 1 относится к шестерне, а индекс 2- колесу.

3.2.1 Выбор материала и вида термообработки.

По [8, стр.21, табл.3.4] назначаем для колеса Сталь 40Х и для шестерни Сталь 40Х с твердостью

для шестерни 285 HB (термообработка улучшение),

для колеса 250 HB (термообработка улучшение).

Базовое число циклов напряжений [8, стр.41]:

(3.43)

Расчетное число циклов нагружения [1, стр.43]:

(3.44)

где коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному [1, стр.43]:

(3.45)

где число зацеплений зуба за один оборот колеса;

m=6- показатель степени кривой усталости [2, стр.276].

Коэффициент долговечности [2, стр.279]:

(3.46)

где показатель степени [2, стр.279]:

Коэффициент запаса прочности [8, стр. 40]

Предел контактной выносливости [8, стр.40]:

(3.47)

Допускаемое контактное напряжение, МПа [8, стр.40]:

(3.48)

где коэффициенты, учитывающие влияние соответственно параметров шероховатости активных поверхностей зубьев, окружной скорости, вязкости смазочного материала и размеров колес;

Для предварительных расчетов ГОСТ 21354-87 рекомендует принимать

Расчетное допускаемое контактное напряжение [8, стр.42]:

(3.49)

Принимаем

Проверяем условие [8, стр. 42]:

(3.50)

Условие выполняется.

Эквивалентное число циклов напряжений изгиба [1, стр. 43]:

(3.51)

где коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному [1, стр.43]:

(3.52)

где показатель степени [1, стр.43];

Базовое число циклов напряжений [1, стр. 43]

Коэффициент долговечности [2, стр. 281]:

(3.53)

при HB<=350, при HB>350.

Принимаем

Допускаемое напряжение изгиба [8, стр.42]:

(3.54)

где предел выносливости зубьев [2, стр.280]:

(3.55)

Для отнулевого цикла [8, стр.44]:

(3.56)

коэффициент реверсивности [8, стр.43];

Y_Т- коэффициент, учитывающий технологию изготовления; Y_T=1;

Y_Z- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: поковка и штамповка Y_z = 1;

Y_g- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба; для нешлифованной переходной поверхности Y_g = 1;

Y_d- коэффициент, учитывающий влияние деформированного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; так как этого нет, то Y_d = 1;

Y_R- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности; Y_r = 1;

Y_X- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса при d_a ≤ 300 мм, Y_x = 1;

Y_δ- опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжения; для модуля передачи от 1 до 8 мм этот коэффициент убывает от 1,1 до 0,92; примем Y_δ = 1;

- коэффициент запаса прочности [8, стр.43].

3.2.2 Проектный расчет зубчатой передачи.

Так как редуктор соосный, то межосевое расстояние быстроходной ступени равно межосевому расстоянию тихоходной ступени, т.е.:

Модуль передачи [8, стр.46]:

(3.57)

По ГОСТ 9563-60 [8, стр.55, табл. 5.5] принимаем

Рабочая ширина венца колеса [8, стр.46]:

(3.58)

где – расчетный коэффициент;

где – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактной линии;

По ГОСТ 6636-69 принимаем

Рабочая ширина шестерни [8, стр.46]:

(3.59)

По ГОСТ 6636-69 принимаем

Назначаем предварительно угол наклона передачи

Суммарное число зубьев [8, стр.46]:

(3.60)

Для дальнейших расчетов принимаем

Откорректированный угол наклона зубьев:

(3.61)

Число зубьев шестерни [8, стр. 47]:

(3.62)

Принимаем .

Тогда число зубьев колеса [8, стр. 47]:

(3.63)

Принимаем .

Фактическое передаточное число:

(3.64)

_{Отклонение
от первоначального передаточного числа:}

(3.65)

, что допустимо.

Делительный диаметр шестерни и колеса [8, стр.47]:

(3.66)

Проверка межосевого расстояния [8, стр.47]:

(3.67)

Диаметры вершин зубьев колес:

(3.68)

Диаметр впадин зубьев колес:

(3.69)

Рисунок 3.3-Геометрия зубчатого эвольвентного зацепления.

Окружная скорость колес [8, стр. 49]:

₍₃_.70₎

По [8, стр. 55, табл.5.6] принимаем степень точности .

3.2.3 Расчет составляющих сил в зубчатой передаче [8, стр. 48].

Окружная сила:

₍₃_.71)

Радиальная сила:

(3.72)

где угол главного профиля по ГОСТ 13754-81.

Осевая сила:

(3.73)

Рисунок 3.3 -Схема сил в зацеплении.

3.2.4 Проверочный расчет зубчатой передачи на прочность.

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением расчетного и допускаемого контактных напряжений [8, стр.48]:

(3.74)

где коэффициент нагрузки в зоне контакта [8, стр.49];

(3.75)

где коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [8, стр. 49];

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [8, стр. 49]:

, (3.76)

где удельная динамическая сила [8, стр.49]:

(3.77)

где коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля головок зубьев [8, стр.56, табл.5.7];

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацеплении зубьев шестерни и колеса [8, стр.56, табл.5.8];

- коэффициент распределение нагрузки между зубьями [8, стр.57, табл.5.9].

коэффициент свойства материалов [8, стр.49];

коэффициент, учитывающий форму зубьев [8, стр.50];

(3.78)

где угол зацепления, для косозубой передачи без смещения [8, стр.50]:

(3.79)

где делительный угол профиля в торцовом сечении [8, стр.50]:

основной угол наклона для косозубой передачи [8, стр.50];

(3.80)

- коэффициент суммарной длины контактных линий, при [8, стр.51]:

(3.81)

где коэффициент торцового перекрытия [8, стр.50]:

(3.82)

где коэффициент осевого перекрытия [8, стр.50];

(3.83)

Недогрузка составляет:

(3.84)

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

По принятым нормам [8, стр.51] допускаются отклонения (перегрузка), и (недогрузка).

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба: .

Расчетное напряжение [8, стр.52]:

(3.85)

где коэффициент, учитывающий форму зуба, находят в зависимости от приведенного числа зубьев [8, стр.58, рис.5.5]:

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев [8, стр.53];

(3.86)

коэффициент, учитывающий наклон зуба в передаче [8, стр.52];

(3.87)

Принимаем

коэффициент динамической нагрузки [8, стр. 52]:

(3.88)

где удельная окружная динамическая сила [8, стр.52]:

(3.89)

где значение коэффициента, учитывающего влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев [8, стр.56, табл.5.7];

- коэффициент распределения нагрузки по ширине венца [8, стр.57, рис.5.4];

- коэффициент распределение нагрузки [8, стр. 56, табл. 5.9].

Находим отношение и дальнейший расчет ведем для того колеса, у которого это отношение меньше [8, стр.53]:

Проверяем прочность зуба колеса:

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

3.2.5 Расчет передачи при перегрузках

3.2.5.1 Расчет по контактным напряжениям

Максимальные контактные напряжения, создаваемые наибольшим вращающим моментом из числа подводимых к передаче, даже при однократном действии его на зуб, определяются по формуле [2, стр.282]:

(3.90)