Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Юго-Западный государственный университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

7-Расчет конических передач.doc

Скачиваний:

Добавлен:

12.04.2015

Размер:

445.44 Кб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 23 / 33

3.Особенности расчёта открытых конических передач

Открытые передачи выполняют только прямозубыми и применяют при окружной скорости до 2м/с.Степень точности изготовления обычно 9-я

Особенности расчёта в сравнении с разными передачами:

3.1 При определении допускаемых напряжений принимают коэффициент

долговечности

3.2 При любой твёрдости рабочих поверхностей зубьев открытые передачи считаются прирабатывающимися, коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца.

3.3 Перед определением модуля задаются числом зубьев шестерни z.Обычно принимаютz=17….22.

3.4 Внешний окружной модуль конической передачи определяют по формуле

где- внешний делительный диаметр шестерни

Значение модуля округляется до стандартного(СТ СЭВ 310-76)

Дальнейший расчёт смотри раздел 1

4.Пример расчёта конической прямозубой передачи

Спроектируем коническую прямозубую передачу при следующих исходных данных

N1=4.5кВт – номинальная передаваемая мощность на валу шестерни;

n1 =320 бо/мин – частота вращения шестерни;

u=3,2 – передаточное число пары;

Т = 10 лет –ресурс работы передачи;

Кс = 0,8 - коэффициент суточной нагрузки передачи;

Кг = 0,9 - коэффициент годовой нагрузки передачи;

Нагрузка передачи постоянна ,с малыми толчками ;передача не реверсивная; пусковая перегрузка 2,5 раза от номинальной нагрузки.

Выбираем материал и термообработку, определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса .

Желая получить сравнительно небольшие габариты и стоимость передачи ,выбираем для изготовления колёс сравнимо недорогие стали: для шестерни – сталь40Х;для колеса- сталь45

По табл.1.1( методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»)назначаем термообработку :для шестерни улучшение НВ 230…260

для колеса - нормализация

НВ170…217

При таком выборе материала и термообработки будет обеспечена приработка зубьев.

Допускаемые контактные напряжения.

Вначале определяем базовый предел контактной выносливости зубьев :

Для шестерни ,для колеса.

По рекомендациям ( раздел 2 методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач») коэффициент безопасности для шестерни и колеса.

Определяем расчётное число циклов перемены напряжений для колеса:

где - частота вращения колеса;

час – полный срок службы передачи;

С = 1 – число зацеплений зуба за один оборот.

Тогда

циклов

Очевидно ,что для шестерни также будет ,т.к она вращается с большёй частотой вращения .Следовательно, проектируемая передача является длительно работающей, что учитывается при определении допускаемых напряжений : коэффициент долговечности

Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни

Для колеса

При небольшой разности твёрдостей зубьев колёс и шестерней за расчётное принимаем меньшее из двух допускаемых контактных напряжений

Допускаемые напряжения изгиба.

Вначале определяем базовый предел контактной выносливости зубьев :

Для шестерни ,для колеса.В случае длительно работающей передачи коэффициент долговечности для шестерни и колеса одинаков.Передача не реверсивная ,поэтому. По рекомендациям ( раздел 2 методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач») коэффициент безопасностидля шестерни и колеса.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле

Для шестерни

Для колеса

Допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках.

( раздел 7 - методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»).Допускаемые контактные напряжения при перегрузках для колеса при нормализации

Где - предел текучести материала

Допускаемые напряжения изгиба при НВ< 350 при кратковременных перегрузках

Для шестерни

Для колеса

4.2 Определяем углы делительных конусов

Выбираем коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра.

4.4 Определяем , коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки при расчёте на контактную выносливость.

( рис 1.3 - методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»)Предполагаем что вы установлены на радиально – упорных роликоподшипниках ,тогда по кривой 2(рис.3.1)

4.5Определяем средний делительный диаметр шестерни по формуле:

Где для стальных колёс

- коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость. Предварительно принимаем

4.6 Находим ширину зубчатого венца

Принимаемb=57мм

4.77Определяем внешний делительный диаметр шестерни и внешнее конусное расстояние

Внешняя конусность расстояния

Рекомендуется соблюдать условие b/Re=57/200,825=0,28< 0.25…..0.3.

4.8 Определяем внешний окружной модуль т числа зубьев.

внешний окружной модуль

Округляем модуль до стандартного значения СТ СЭВ310-76

Число зубьев

Округляем до целых чисел

4.9Уточняем передаточное число

4.10Уточняем углы делительных конусов

В соответствии со стандартными значениями модуля определяем внешнее конусное расстояние

Уточняем внешние делительные диаметры

4.11Определяем средний окружной модуль

4.12Определяем средний делительный диаметр шестерни и колёс

4. 13Находим окружную скорость

4.14Выбираем степень точности передачи по таб.3.3 – методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач» Степень точности 9.

4.15 Определяем окружную силу в зацеплении

1.16Определяем коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость

Где - удельная окружная динамическая сила

Здесь - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении шестерни и колеса (по таб.6.1 – методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»)= 8,2

- окружная скорость;

межосевое расстояние ;для конической передачи условно принимаем

u- передаточное число.

Тогда

( по таб.6.3 – методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»)

Удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации равна

Где - окружная сила в зацеплении;

- ширина колеса;

- коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на контактную выносливость.

Тогда .

4. 17Выполняем проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость

Здесь

=1,77 коэффициент ,учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев;

=275мПа(для стальных колёс) - коэффициент ,учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс;

=1 - коэффициент ,учитывающий суммарную длину контактных линий;

- удельная расчётная окружная сила при расчёте на контактную выносливость;

Тогда

на 1% от,что допустимо.

4.18Находим коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба

см.рис 3.2 методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач» по кривой 2(предполагается установка на роликоподшипниках)

4. 19 Определяем коэффициент динамической нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба

Где - удельная окружная динамическая сила;

Здесь - коэффициент ,учитывающий влияние погрешности зацепления на динамическую нагрузку ; по. табл 6.4 методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»:

Тогда

( по таб.6.3 – методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач»)

- удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации;

Тогда

4.20 Выполняем проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Где - коэффициент формы зуба , выбирается в соответствии с приведённым числим зубьев по табл. 3.4 - методическая разработка «Расчёт цилиндрических зубчатых передач» - в соответствии с приведённым числом зубьев