Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Практическая работа2.docx
Скачиваний:
0
Добавлен:
20.11.2019
Размер:
2.91 Mб
Скачать

1.2 Определение допускаемых напряжений изгиба.

Определение коэффициента долговечности:

KFL= , (8)

где NFO-число циклов перемены напряжений , NFO=4∙106 циклов [2,с.56],

Определение допускаемых напряжений изгиба

Для шестерни:

[]FO1=370 Н/мм2 [2,с.52] .

Для колеса:

[]FO2=1,03∙НВ, (9)

Определение допускаемых напряжений изгиба

Для шестерни:

[]F1=KFL1∙[]FO1, (10)

Для колеса:

[]F2=KFL2∙[]FO2 (11)

Дальнейший расчет будем выполнять по наименьшему значению []F

Таблица 1 – Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи

Марка стали

Термообработка

Твердость

[]H, Н/мм2

[]F, Н/мм2

Шестерня

Колесо

1.3 Проектный расчет зубчатой передачи

Межосевое расстояние аw, мм, определим из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев по формуле [2, с.61]:

(12 )

где Kа = 43 – расчетный коэффициент для косозубых колес;

u –передаточное число;

T2 - момент на тихоходном валу;

КНb - предварительно принятое значение коэффициента нагрузки;

yba = 0,4 - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

По ГОСТ 2185, согласно [2, с.326], принимаем ближайшее значение межосевого расстояния

Определение модуля зацепления по [2, с.62]:

m= (0,01÷0,02)аw, (13)

Принимаем по ГОСТ 9563

Определение угла наклона зубьев:

Примем предварительно угол наклона зубьев β =10°.

Определение числа зубьев шестерни и колеса:

(14)

Уточним значение угла наклона зубьев:

(15)

Основные размеры шестерни и колеса [2, с. 63]:

диаметры делительные:

d1=m∙z1/cosβ, (16)

d2= m∙z2/cos β

проверка:

(17)

диаметры вершин зубьев:

da1= d1 + 2m, (18)

da2= d2 + 2m,

ширина колеса: b2= ybaaw ,

ширина шестерни: b1= b2 + 4 мм

Окружная скорость колес и степень точности передачи [2,с.64]:

(19 )

где 1– угловая скорость ведущего вала; 1 = 41,85 рад/с.

При такой скорости для косозубых колес по [1, с.64] назначаем степень точности передачи.

Проверяем зубья по контактным напряжениям по формуле [1, с.64]:

(20)

где KH - коэффициент нагрузки, определяемый по формуле [1, с.294]:

KH=KHbKHaKHu, (21)

где KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [2, с.64];

KHa - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки между зубьями [2, с.64];

KHu = 1,01 - динамический коэффициент [2, с.64].

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.

Услов ия прочности [2, с.65]:

(22)

где Ft - окружная сила в зацеплении, Н

KF - коэффициент нагрузки;

YF - коэффициент формы зуба;

[sF] - допускаемые напряжения изгиба, МПа.

Коэффициент нагрузки [2, с.65]:

KF = KF b KFu , (23)

где KFb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

KFu - коэффициент динамичности.

Подставляя численные значения, имеем:

Таблица 2 – Параметры зубчатой передачи

Наименование параметра,

единица измерения

Обозначение параметра и

числовое значение

Угловая скорость вала, рад/с

ведущего

ведомого

Номинальный момент на ведомом

валу, Нм

Степень точности по

ГОСТ 3675-81

Число зубьев

шестерни

колеса

Модуль, мм

Наименование параметра,

единица измерения

Обозначение параметра и

числовое значение

Делительный диаметр, мм

шестерни

колеса

Ширина зучатого венца, мм

шестерни

колеса

Вид зубьев

Угол наклона зубьев β

Проверочный расчет

параметр

Допускаемое значение

Расчетное

значение

Контактные напряжения, σ, Н/мм2

Напряжение

изгиба,

σF2, Н/мм2

Перечень использованной литературы

1 Куклин Н.Г. Куклина Г.С. Детали машин, 1987.-383с.

  1. Шейнблит А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин», издание второе, 2004.-454с.

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.