Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0193 / Документ Microsoft Word

.docx

Скачиваний:

Добавлен:

13.02.2023

Размер:

43.39 Кб

Скачать

☆

4. Расчет тиходной цилиндрической зубчатой передачи.

Исходные данные:

Т₂ = 1772 Нм — вращающий момент на колесе;

n₂ = 43,1 об/мин — частота вращения колеса;

u = 5,4 — передаточное число;

4.1. Материалы колеса и шестерни.

В качестве материала для цилиндрического колеса применяем ст.45. Применяем т.о. колеса – улучшение, твердость НВ 235…262.

Механические свойства: _T = 640 МПа.

В качестве материала для шестерни используем ст.45. Применяем т.о. шестерни – улучшение, твердость НВ 269…302.

Механические свойства: _Т = 750 МПа.

4.2. Допускаемые напряжения.

Вычисляем допускаемые контактные напряжения.

Для колеса:

допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 1,8 +67 = 1,8248,5+67=514 МПа;

допускаемые напряжения на изгиб: []_F = 1,03 = 1,03248,5=256 МПа;

предельные допускаемые напряжения:

[]_Hmax = 2,8_Т = 2,8640 = 1792 МПа;

[]_Fmax= 2,74 =2,74248,5 = 680,9 МПа;

Для шестерни:

допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 1,8 +67 = 1,8285,5+67=581 МПа;

допускаемые напряжения на изгиб: []_F = 1,03 = 1,03285,5=294 МПа;

предельные допускаемые напряжения:

[]_Hmax = 2,8_Т = 2,8750 = 2100 МПа;

[]_Fmax= 2,74 =2,74285,5 = 782,3 МПа;

4.3 Межосевое расстояние:

где K_a– коэффициент межосевого расстояния; К_а = 4300 – для шевронных колес;

_a – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: для шевронных передач _a = 0,4.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес при переменном режиме работы К_H_ = К⁰_H_(1-X)+X1,05, где

К⁰_H_ - начальный коэффициент концентрации нагрузки; принимаем в зависимости от коэффициента _d=0,5_a(u+1)=0,50,4(6,3+1)=1,46К⁰_H_ =1,85.

X – коэффициент режима нагрузки; для среднего нормального режима нагружения X=0,5 (средний нормальный режим нагружения наиболее характерен для транспортных машин).

Таким образом К_H_ = 1,85 (1-0,5)+0,5=1,425 >1,05.

Эквивалентный момент на колесе Т_НЕ2= К_НдТ₂,

где — коэффициент долговечности.

Здесь: К_НЕ — коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагружения (при среднем нормальном режиме нагружения К_НЕ=0,56);

N_HG=( )³=43,171176,38 — базовое число циклов нагружений.

N – суммарное число циклов.

В итоге коэффициент циклов .

Следовательно К_Нд=1,750,56=0,98

Следовательно эквивалентный момент на колесе Т_НЕ2= 365 Н.

Межосевое расстояние в итоге:

Принимаем значение межосевого расстояния a_w=130 мм.

4.4 Предварительные основные размеры колеса.

- делительный диаметр:

- ширина колеса: ,

где _а – коэффициент ширины колеса, _а=0,2.

принимаем стандартное значение b₂= 42 мм.

4.5 Модуль передачи

Модуль передачи:

где коэффициент K_m принимают для косозубых колес: K_m =5,2.

Т_FE=К_FдТ₂—эквивалентный момент на колесе,

где — коэффициент долговечности. Здесь N_FG=410⁶— базовое число циклов. При N10⁸ принимаем K_Fд=1,0.

Т.о. эквивалентный момент на колесе Т_FE=Т₂=238,3 Н.

Модуль принимает значение:

Принимаем модуль передачи равным m = 1,25 мм.

4.6 Суммарное число зубьев и угол наклона.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес _min = 10;

Суммарное число зубьев

z_=2 a_wcos_min /m.

z_=2130cos 10 /1,25 = 205

Определяем действительное значение угла

 = arccos (z_m / 2a_w).

 = arccos (2051,25 / 2130) = 9,45.

4.7 Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

z₁ = z_/(u±l)z_1min.

Для косозубых колес z_1min = 17cos³ = 13;

z₁ = 205/(6+l) = 29 > z₁_min.

Число зубьев колеса: z₂ = z_ - z₁ = 209 – 29 = 176.

4.8 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число u_ф= z₂/ z₁= 176 / 29 6.

Отклонение от заданного передаточного числа не превышает допускаемых 4%.

4.9 Диаметры колес.

Делительные диаметры, d:

шестерни d₁ =z₁m/cos = 291,25 / cos 9,45 = 36,7 мм;

колеса d₂ =2a_w- d₁ = 2130 – 36,7 = 223,3 мм.;

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев:

d_a1=d₁ +2(1 +x₁- y)m = 36,7 + 211,25 = 39,2 мм;

d_f1=d₁ - 2(1,25 - x₁)m= 36,7 - 21,251,25 = 33,65 мм;

d_a2=d₂ +2(1 +x₂ - y)m= 223,3 + 211,25 = 225,7 мм;

d_f2=d₂ - 2(1,25 – x₂)m= 223,3 - 21,251,25 = 220,1 мм;

4.10 Размеры заготовок колес.

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений: D_заг D_пред; С_заг, S_заг S_пред;

Значения D_заг, S_заг, С_заг (мм) вычисляют по формулам:

для цилиндрической шестерни D_заг=d_а+6 мм = 39,2 + 6 = 46,1 мм  80 мм;

Для колеса с выточками принимают меньшее из значений D_заг= 0,5b₂ = 0,556 = 28 мм.  125 мм; и S_заг=8m =8мм  80 мм.

4.11 Силы в зацеплении

окружная F_t=2T₂/d₂ = 21772 / 0,223 = 1970,2 Н;
радиальная F_r=F_ttg/cos = 1970,20,364 / cos 9,5 = 793,9 Н.

(для стандартного угла =20° tg=0,364);

осевая F_a= F_ttg = 1970,2tg 9,5 = 935,5 Н.

4.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

_F2=K_FaK_F_K_FvY_Y_F2F_tE/(b₂m)  []_F2

Для колес с >0° принимают для 9-ой степени точности K_Fa=1.

Степень точности передачи принимаем в зависимости от окружной скорости колеса (м/с)  степень точности 9-ая.

Коэффициент концентрации нагрузки K_F_, принимают для прирабатывающихся колес при переменной нагрузке K_F_=K⁰_F_(1-X)+X, где начальный коэффициент концентрации нагрузки K⁰_F_=1,635. Т.о. K_F_=1,3175.

Коэффициент динамической нагрузки принимают согласно окружной скорости К_Fv = 1,07.

Коэффициент Y_ вычисляют по формуле Y_=1-°/140=0,965.

Коэффициент формы зуба Y_F2= 3,6, Y_F1= 3,7.

F_tE= K_FдF_t — эквивалентная окружная сила. Коэффициент долговечности K_Fд = 1. Т.е. F_tE = 1970,2 Н.

В итоге име ем:

_F2=11,31751,070,9653,61970,2/(0,0560,001) = 172,3 МПа < 256

условие выполняется

Расчетное напряжение в зубьях шестерни:

_F1=_F2Y_F1/ Y_F2  []_F1,

_F1=172,33,7 / 3,6 = 177,1 < 294 МПа.

условие выполняется