- •Академия Государственной противопожарной службы мчс России
- •Содержание
- •Исходные данные.
- •1.Расчет зубчатой передачи.
- •Определим допускаемые контактные напряжения.
- •Определим допускаемые напряжения изгиба.
- •1. По табл. 8.8 Учебника находим пределы контактной выносливости и минимальный коэффициент безопасности:
- •Определим максимальные допускаемые напряжения.
- •Рассчитаем геометрические параметры колеса.
- •Выполним проверочный расчет на сопротивление усталости по контактным напряжениям.
- •Выполним проверочный расчет при действии кратковременной перегрузки.
- •Рассчитаем силовые параметры колеса.
- •3. Расчет валов и шпоночных соединений. Рассчитываем вал.
- •4. Выбор подшипников качения.
Определим допускаемые напряжения изгиба.
1. По табл. 8.8 Учебника находим пределы контактной выносливости и минимальный коэффициент безопасности:
σFlim = 550 МПа;
SFmin = 1,75.
2. Принимаем коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки YА = 1 (при односторонней нагрузке). Коэффициент долговечности YN рассчитываем аналогично ZN.
____________________
YN = 6√NFG/NFE ≥ 1 но ≤ 4
По рекомендации стр.182 Учебника принимаем NFG = 4*106 – для всех сталей. При использовании типовых режимов нагружения имеем NFЕ = μF*NK , где μF = 0,143 находим по табл. 8.9, NK уже рассчитан выше.
Подставляя известные значения, получим:
NFЕ1 = 0,143*291*106 = 41,6*106 МПа;
NFЕ2 = 0,143*108*106 = 15,4*106 МПа;
________________________________________
YN1 = 6√4*106/41,6*106 = 0,31
_____________________________________
YN2 = 6√4*106/15,4*106 = 0,5
Т.к. полученные YN1 и YN2 ≤ 1, то принимаем YN1 = YN2 = 1.
3. Рассчитываем предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба.
[σF]1 = [σF]2 = (σFlim/SFmin)*YA*YN = 550/1,75*1*1 = 314,3 МПа.
Определим максимальные допускаемые напряжения.
Т.к. материал шестерни и колеса один и тот же, то получаем одинаковые значения.
1. Рассчитаем максимальные допускаемые напряжения изгиба, учитывая, что по рекомендациям учебника Sst = 2 и при m = 6 – Kst = 1,3, YN max = 4.
[σF]max = σFlim*YN max*Kst/Sst = 550*4*1,3/2 = 1430 МПа.
Рассчитаем геометрические параметры колеса.
1. Определим крутящие моменты:
- на ведущем валу редуктора: T1 = P1 /ω1, где ω1 = πn1/30;
- на выходном валу редуктора: T2 = T1*i*η, где η = 0,97 (по рекомендации учебника для цилиндрической передачи при жидкой смазке и 8-ой степени точности – стр. 168 У).
Подставляя известные значения, получим:
ω1 = 3,14*970/30 = 101,5с-1;
T1 = 14*103/101,5 = 138 H*м = 138*103 H*мм;
T2 = 138*2,7*0,97 = 361 H*м = 361*103 H*мм;
2. Найдем межосевое расстояние aw по формуле:
_________________________________________________________________________________________
aw ≈ 0,85*(u+1)*3√(Eпр*T2*KHα*KHβ)/([σH]2*u2*ψba)
- по рекомендациям Учебника принимаем стандартный коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния ψba = 0,4;
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями КНα рассчитываем для прямозубых передач по формуле: КНα = 1 +0,06*(nст – 5) ≤ 1,25, nст = 8;
- коэффициент ширины колеса относительно диаметра находим по формуле ψbd = 0,5*ψba*(u+1) ≤ ψbd max = 0,8(ψbd max найдено по табл.8.4 Учебника);
- коэффициент концентрации нагрузки КНβ находим по рис. 8.15 Учебника, график V при НВ > 350.
- приведенный модуль упругости находим по формуле Eпр = 2*Е1*Е2/(Е1+Е2), где Е1 = Е2 = 2,1*105 МПа – для сталей;
Подставляя известные значения, получим:
КНα = 1 + 0,06*(8 – 5) = 1,18, т.к. 1,18 < 1,25, то принимаем КНα = 1,25;
ψbd = 0,5*0,25*(2,7+1) = 0,46 < 0,8;
Eпр = 2*2,1*105*2,1*105/(2,1*105+2,1*105) = 2,1*105 МПа;
КНβ ≈ 1
_________________________________________________________________________________________________________
aw ≈ 0,85*(2,7+1)*3√(2,1*105*361*103*1,18*1,3)/( 1016 2*2,72*0,4) = 106,3 мм.
По стр. 143 Учебника выбираем стандартное значение межосевого расстояния 2-го ряда, близкое к рассчитанному значению aw = 110 мм.
3. Рассчитаем окружной модуль зубьев. Для этого:
- найдем ширину колеса bw по формуле: bw = ψba*aw;
- выберем по табл. 8.5. Учебника коэффициент ψm = 30;
- воспользуемся формулой mn = bw/ ψm.
Подставляя известные значения, получим:
bw = 0,25*110 = 27.5 мм;
mn = 27,5/30 = 0,9 мм.
По табл. 8.1 Учебника, в соответствии с ГОСТом 9563-80, выбираем стандартное значение модуля 1-го ряда, близкое к рассчитанному значению mn = 1мм.
4. Находим число зубьев.
- примем в соответствии с рекомендациями пр.8.7 Учебника коэффициент осевого перекрытия εβ = 1,1, из формулы εβ = bw*sin β/(π*mn) найдем β:
- рассчитываем суммарное число зубьев колеса и шестерни: zΣ = 2*aw/(mn);
- рассчитываем число зубьев шестерни: z1 = zΣ/(u+1);
- рассчитываем число зубьев колеса: z2 = zΣ - z1.
Подставляя известные значения, получим:
Подставляя известные значения, получим:
sin β = εβ*π*mn/bw = 1,1*3,14*1/27,5 = 0,1256;
β = argsin 0,1256 ≈ 8о ( выполняется рекомендация пр.8.7: 8о≤β≤20о)
рассчитаем соsβ = 0,9902
zΣ = 2*110/1=220
z1 = 220/(2,7+1) = 59,5 принимаем целое значение z1 = 60> zmin = 17;
z2 = 220–60 = 160.
При этом фактическое число передачи uф = z2/ z1 = 160/60 = 2,66 (что больше стандартного 2,7 на 0,01%, что допустимо).
5. Найдем делительные диаметры,
- делительный диаметр шестерни d1 = mn*z1, d1 = 1*60= 60 мм;
- делительный диаметр колеса d2 = mn*z2, d2 = 1 *160= 160 мм.