Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Северный (Арктический) федеральный университет им. М. В. Ломоносова

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

4 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ(не ГОСТ)

.doc

Скачиваний:

Добавлен:

11.03.2016

Размер:

167.94 Кб

Скачать

☆

3 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

n₁=424 мин^-1 ; ω₁=44,4 рад/с Т₁=117,1 ; Р₁=5,2 КВт;

n₂=106 мин^-1 ; ω₂=11,1 рад/с Т₂=441,4 ; Р₂=4,9 КВт;

U=4 t_р=12500 ч

1. Выбор механических характеристик материалов передачи и определение допускаемых напряжений:

1.1 Выбор материала, термообработки и твёрдости.

Шестерня: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88);

Обработка улучшением, твёрдость заготовки 248НВ₁.

Зубчатое колесо: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88);

Обработка нормализация, твёрдость заготовки 193НВ₂.

1.2 Число циклов нагружения зубьев:

для зубьев шестерни: N₁=60·n₁·t_p=60·424·12500=318·10⁶

для зубьев колеса: N₁=60·n₂·t_p=60·106·12500=795·10⁵

1.3 Определение допустимых контактных напряжений:

Допустимые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность:

для шестерни

для колеса ,

где - предел выносливости зубьев при контактном нагружении:

для шестерни

для колеса

S_H-коэффициент безопасности, S_H=1,1;

K_HL-коэффициент долговечности;

МПа;

МПа.

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем

1.4 Определение допустимых изгибных напряжений:

для шестерни ;

для колеса ;

где -предел выносливости зубьев при изгибном нагружении

для шестерни

для колеса

S_F-коэффициент безопасности (S_F=1,1);

K_F_С-коэффициент реверсивности(K_FC=1 для нереверсивной передачи).

МПа;

МПа.

2. Определение межосевого расстояния:

где K_α-коэффициент, для прямозубых передач K_α=495;

-коэффициент ширины зубчатого венца. При симметричном расположении =0,4.

K_Hβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубчатых колёс K_Hβ=1.

мм.

Округлим до стандартного значения:мм

3. Определение модуля зубьев:

m=(0,01…0,02) · а_ω=0,015·200=3, возьмем стандартное значение m=2,5

4. Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_∑ = ;

где β – угол наклона зубьев, у прямозубых колес β =0º

z_∑ = .

5. Число зубьев шестерни:

z₁ =.

6. Число зубьев колеса:

z₂ = z_∑- z₁=160-32=128.

7. Фактическое передаточное число:

U_ф=

8. Диаметр делительной окружности:

шестерни d₁=

колеса d₂=

9. Диаметр окружности вершин зубьев:

шестерни d_a₁ = d₁ + 2·m=80+2·2,5=85мм

колеса d_a₂ = d₂ + 2·m=320+2·2,5=325мм

10. Диаметр окружности впадин зубьев:

шестерни d_f₁ = d₁ – 2,5 · m=80-2,5·2,5=73,75мм

колеса d_f₂ = d₂ – 2,5 · m=320-2,5·2,5=313,75мм

11. Ширина зубчатых венцов:

колеса b₂ = ψ_ba · a_ω=0,4·200=80мм

шестерни b₁ = b₂ + 3=80+3=83мм

12. Окружная скорость зубчатых колес:

υ = ω₁ ·

степень точности = 9.

13. Силы в зацеплении:

Окружные F_t₁ = F_t₂ =

Радиальные F_r₁ = F_r₂ = Схема действия сил представлена на рисунке 2.

Рисунок 2

14. Контактное напряжение:

σ_н = К’_a

К’_a - коэффициент, К’_a = 436; _Нα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями,К_Нα = 1,0; К_Нβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, К_Нβ = 1; К_НО – коэффициент динамической нагрузки, К_НО = 1,1.

σ_Н = 436 ·

Проверка: % - недогруз

15. Напряжение изгиба:

для зубьев шестерни σ_F₁ =

для зубьев колеса σ_F₂ = ,

Y_β- коэффициент, учитывающий наклон зубьев, Y_β=1; Y_F – коэффициент формы зуба, Y_F₁=3,8, Y_F₂=3,61; К_Fα– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, К_Fα=1; К_Fβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, К_Fβ=1; К_Fυ– коэффициент динамической нагрузки, К_Fυ=1,03.