Файловый архив студентов. Файловый архив студентов.
1261 вуз, 4609 предмет.
/ Регистрация
FAQ Обратная связь Вопросы и предложения
Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Ивано-Франковский национальный технический университет нефти и газа
Предмет:
[НЕСОРТИРОВАННОЕ]
Файл:
Kursove_proektuvannya_1_dm.pdf
Скачиваний:
112
Добавлен:
17.02.2016
Размер:
23.32 Mб
Скачать
☆
►Содержание►
N HE 2

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

NHE = μH NΣ .

Коефіцієнт режиму навантаження μH визначають за табл.3.4 (див.

розд.3), а сумарне число циклів навантаження NΣ зубців шестерні і колеса за формулою

NΣ1 = 60n1 i h = 60 1458 1 10000 = 8,75 108 ;

NΣ 2 = 60n2 i h = 60 452,86 1 10000 = 2,72 108 ,

де h – термін служби передачі в годинах; n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і – число одночасних зубчастих зачеплень.

Тоді

N HE1 = 0,18 8,75 108 =1,57 108 ; = 0,18 2,72 108 = 0,49 108 .

Так як для шестірні і колеса NНО≤ NНЕ , то беремо ZN1= ZN2=1; Коефіцієнт ZR беремо рівним ZR=0,95, при шорсткості поверхні зубців

Rа=(2,5…1,25).

Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса

σНР1 = 5501,1 0,95 1 = 475 МПа;

σНР2 = 4901,1 0,95 1 = 423,18 МПа,

де SН – коефіцієнт запасу міцності, SН =1,1.

Подальший розрахунок ведемо, використовуючи менше із значень допустимих контактних напружень, тобто σНР2

Граничне допустиме контактне напруження σHP max

σ HP1max = 2,8σT1 = 2,8 450 =1260 МПа;

σHP2 max = 2,8σT 2 = 2,8 400 =1120 МПа.

Урозрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження ви-

значаємо окремо для зубців шестірні σ F і колеса

σF за формулою (3.6)

 

 

 

1

 

 

 

2

σ

FP

=

σF limb

Y Y

N

,

 

 

 

 

 

 

R

 

 

 

 

 

SF

 

 

 

де σF limb - границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань

NFO = 4 106, при коефіцієнті асиметрії R=0 і визначається за рекомендаціями

табл.3.7 (див.розд.3):

 

 

 

 

 

 

МПа;

σ F lim b1 =1,8H1 =1,8 240 = 432

σ F lim b2 =1,8H 2

=1,8 210 = 378 МПа.

Коефіцієнт довговічності

 

 

 

 

 

 

 

YN1

= 6

N

FO

= 6

4 106

 

= 0,64 ; YN 2 = 6

N

FO

N FE1

5,69 10

7

N FE 2

де NFE

 

 

 

- еквівалентне число циклів зміни напружень

передачі

 

 

 

 

 

 

 

 

= 6

 

4 106

 

= 0,78 ,

1,77

10

7

 

 

згину за термін служби

309

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

N FE1 = μF NΣ1 = 0,065 8,75 108

= 5,69 107 ;

N FE 2 = μF NΣ 2 = 0,065 2,72 108

=1,77 107 .

Так як NFO<NFE, то беремо YN1=YN2=1.

Допустимі напруження згину, при коефіцієнті запасу міцності SF =2 і коефіцієнті шорсткості перехідної поверхні YR=1(якщо Rz<40 мкм)

σ FP1 = 4322 1 1 = 216 МПа;

σFP1 = 3782 1 1 =189 МПа.

Граничні допустимі напруження на згин:

для шестірні σ F lim М = 4,8 240 =1152 МПа; σ FP max = 11522 = 576 МПа. для колеса σF lim М = 4,8 210 =1008 МПа; σ FP max = 10082 = 504 МПа.

2.3. Розрахунок закритої конічної зубчастої передачі.

Вихідними даними для проектного розрахунку конічої передачі є такі:

-крутний момент на валу шестірні Т1= 60,56 Нм;

-передаточне число u=3,15;

-матеріали зубчастих коліс, термообробка та твердість робочих поверхонь.

Попередньо беремо коефіцієнт ширини зубчастих вінців Kbe = 0,27 і відповідно коефіцієнт

Kbd = Kbeu(2 − Kbe )= 0,27 3,15 /( 2 − 0,27 ) = 0,492 .

Залежно від Кbd визначаємо методом інтерполяції за табл.4.1 коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубча-

стих вінців КНβ=1,1 (див.розд.4)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Для сталевих конічних коліс допоміжний коефіцієнт Kd =1000 МПа1/3.

 

Мінімальний зовнішній ділильний діаметр конічного колеса

d

 

= K

 

3

T1H K Hβ u 2

 

=1000 3

 

60,56 1,1 3,152

= 265,55 мм.

e2 min

d

Kbe (1 − Kbe )σ HP2

 

0,27(1 − 0,27) 423,182

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Вибираємо число зубців

 

шестірні z1 = 24 , а число зубців колеса

z2

= uz1 = 3,15 24 = 75,6 . Візьмемо z2 = 76 .

 

 

Уточнимо передаточне число

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

u =

z2

=

76

 

= 3,167 .

 

 

 

 

 

 

z

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

24

 

 

 

 

Відхилення від стандартного1 значення складає 0,53% що допустимо. Модуль зубців

310

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

me′ =

de

min

=

265,55

= 3,494

мм.

2

 

 

z2

76

 

 

 

 

і узгоджуємо із стандартним значенням (табл.3.10) me = 3,5 мм.

Визначення геометричних розмірів шестірні і колеса. Зовнішні ді-

лильні діаметри шестірні та колеса

de

= me z1 = 3,5 24 = 84 мм;

1

de

= me z2 = 3,5 76 = 266 мм.

2

 

Зовнішня конусна відстань

Re = 0,5me z12 + z22 = 0,5 3,5 242 + 762 =139,47 мм.

Ширина зубчастих вінців

b = b1 = b2 = Kbe Re = 0,27 139,47 = 37,66 мм. Cередня конусна відстань

R = Re − 0,5b =139,47 − 0,5 37,66 =120,64 мм.

Cередній модуль зубців

 

 

 

 

m = me R

Re

= 3,5 120,64 / 139,47 = 3,03 мм.

Середні ділильні діаметри шестірні та колеса

 

 

d1

= mz1 = 3,03 24 = 72,7 мм;

 

 

d

= mz2

= 3,03 76 = 230,3 мм.

Кути при вершинах2 ділильних конусів шестірні та колеса

δ

1

= arctg(z

 

z

2

)= arctg(24 / 76)=17,53о ;

 

 

1

 

 

 

 

δ2 = 90°−δ1 = 90°−17,53о = 72,47о.

Базові параметри вихідного контуру: кут профілю α=20°; коефіцієнт

висоти головки зубця hа = 1; коефіцієнт висоти ніжки зубця hf = 1,2; коефіцієнт радіального зазору с*=0,2.

Розміри зубців конічних зубчастих коліс (рис.2.1): зовнішня висота головки зубця

hae = ha* me = me = 3,5 мм;

зовнішня висота ніжки зубця

h fe = h*f me =1,2me =1,2 3,5 = 4,2 мм;

зовнішня висота зубця

he = hae + h fe = 2,2me = 2,2 3,5 = 7,7 мм.

зовнішні діаметри вершин зубців

dae1 = de1 + 2me cosδ1 = 84 + 2 3,5 cos17,53o = 90,67 мм;

dae2 = de2 + 2me cosδ2 = 266 + 2 3,5 cos72,47o = 268,11 мм;

зовнішні діаметри западин

d fe1 = de1 − 2,4me cosδ1 = 84 − 2,4 3,5 cos17,53o = 75,99 мм; d fe2 = de2 − 2,4me cosδ2 = 266 − 2,4 3,5 cos 72,47o = 263,47 мм;

311

Розділ 12

 

 

Приклади розрахунку і проектування передач

кути головки θа та ніжки θf зубця

 

tgθa

= hae / Re

= 3,5 139,47 = 0,0251;

 

tgθ f

= h fe / Re

= 4,2 139,47 = 0,0301;

звідси

θа =1,430

θ f =1,720 ;

кути конуса вершин зубців шестірні і колеса

δa1 = δ1 +θa =17,530 +1,430 =18,960 ;

δa2 = δ2 +θa = 72,470 +1,430 = 73,90

кути конуса западин зубців

 

δ f 1 = δ1 −θ f =17,530 −1,720 =15,810 ;

δ f 2 = δ2 −θ f = 72,470 −1,720 = 70,750

b

Re

 

ae1

1

 

d

e1 d

fe1

 

d

d

R

δa1

δ1 δ2 δa2

he

hae

Рисунок 2.2

d2

hfe

de2

 

Параметри еквівалентної циліндричної передачі:

модуль зубців еквівалентних коліс mv дорівнює середньому коловому m mv= m=3,03 мм;

ширина вінця еквівалентної передачі bv = b = 37,66 мм; ділильні діаметри еквівалентних циліндричних коліс

dv1 = 2R tgδ1 = d1

1 + u 2

= 72,7

 

1 + 3,1672

= 76,24 мм;

u

 

3,167

 

 

 

 

dv2 = 2R tgδ2 = d2

1 + u 2 = 230,3

1 + 3,1672

= 764,85 мм;

число зубців еквівалентних коліс

z

v

= z

1

+ u2

= 24

1+ 3,167

2

≈ 25;

 

 

 

 

 

1

 

u

 

3,167

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

zv2 = z2 1 + u2 = 76 1+ 3,1672 ≈ 252;

передаточне число

312

Розділ 12

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Приклади розрахунку і проектування передач

 

 

uv

=

zv2

 

 

= u2

= 3,1672 =10,03 ;

 

 

 

 

 

zv1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

коефіцієнт перекриття у прямозубій конічній передачі

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

1

 

 

 

1

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

εα

≈1,88 −3,2

 

 

 

 

 

+

 

 

 

 

 

 

=1,88 −

3,2

 

+

 

 

 

=1,74 .

 

 

 

 

 

 

 

zv2

 

252

 

 

zv1

 

 

 

 

 

 

 

25

 

 

 

Колова швидкість зубчастих коліс

 

 

 

 

 

 

 

 

 

υ = 0,5ω1d1 = 0,5 152,6 72,7 10−3 = 5,55 м/с.

За даними таблиці 3.12 виберемо 7-й ступінь точності (nCT = 7) для

всіх показників точності зубчастих коліс та передачі.

 

 

 

 

Розрахунок передачі на контактну втому і втому при згині. Сили у

зачепленні:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

колова сила

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 60,56 103

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2T

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

F =

 

1

 

=

 

 

 

 

 

 

=1666 Н.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

t

 

 

d1

 

 

 

 

 

 

 

 

72,7

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

радіальна сила на шестірні дорівнює осьовій силі на колесі

F

= F

= F tgα cosδ

1

=1666 tg20o cos17,53o

= 578 Н.

r1

a2

t

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

осьова сила на шестірні дорівнює радіальній силі на колесі

F

= F

= F tgα cosδ

2

=1666 tg20o cos 72,47o

=183 Н.

a1

r2

t

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Перевіряємо міцність передачі на контактну втому. Питома колова сила wHt = 0,F85t b KHα K Hβ KHv = 0,85166637,66 1 1,1 1,194 = 68,35 Н.

Для прямозубих конічних передач КНα=1, а коефіцієнт КНβ визначили раніше. Коефіцієнт КНv=1,194, беремо такий самий, як для циліндричної пе-

редачі при коловій швидкості υ=5,55 м/с, використовуючи метод інтерполяції (табл.3.15, розд.3) . Величина контактних напружень на робочих поверхнях зубців

σ H

= Z E Z H Zε

w

Ht

 

 

u 2 +1

= 275 1,77 0,868

68,35

 

3,1672 +1

= 419,51

Н.

 

 

 

u

72,7

3,167

 

 

d1

 

 

 

 

 

Розрахункові коефіцієнти ZE, ZH беремо такі ж, як і для циліндричної

передачі, тобто ZE=275 МПа1/2 , ZH=1,77 , а коефіцієнт

 

 

 

 

 

 

Zε =

(4 −εα )/ 3 = (4 −1,74)/ 3 = 0,868 .

 

 

Можна вважати, що стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, оскільки розрахункове контактне

напруження σH = 419,51 МПа не перевищує допустиме σHP = 423,18 МПа , а недовантаження передачі становить менше допустимих 15%.

Перевіряємо міцність передачі на втому при згині. Питома колова сила

313

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]
Помощь Обратная связь Вопросы и предложения Пользовательское соглашение Политика конфиденциальности