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

☆

<<< < Предыдущая 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 3233 / 6533 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 > Следующая >>>

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

Коефіцієнт довговічності ZN обчислюємо за формулою (3.3): для зубців шестірні

Z N1

= 6

HO1

= 6

2,05 107

= 0,76 ;

NHE1

1,05 108

для зубців колеса

Z N 2

= 6

HO2

= 6

1,55 107

= 0,85.

NHE 2

0,42 108

Тут NHE - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби пере-

дачі

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

= 60n i h = 60 973 1 10000 = 5,84 108 ;

Σ1

NΣ2

= 60n2 i h = 60 389,2 1 10000 = 2,34 108 ,

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 5,84 108 =1,05 108 ;

N HE 2 = 0,18 2,34 108 = 0,42 108 .

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 = 6101,2 0,95 1 = 482,92 МПа;

σНР1 = 5501,2 0,95 1 = 435,42 МПа.

Тоді розрахункові контактні напруження

σHP = 0,45(σHP1 +σHP2 )= 0,45(482,92 + 435,42)= 413,25 МПа Необхідна умовσHP ≤1,25σH min виконується

σHP ≤1,25 435,42 = 544,28 МПа Граничне допустиме контактне напруження σHP max

σ HP1max = 2,8σT1 = 2,8 580 =1624 МПа; σ HP2 max = 2,8σT 2 = 2,8 450 =1260 МПа,

де σT - границя текучості при розтягу.

У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження ви-

273

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

значаємо окремо для зубців шестерні

σ F

і колеса σF

за формулою (3.6)

σF limb

Y Y

де σF lim b - 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):

для шестірні σ F lim b

=1,8ННВ =1,8 270 = 486 МПа;

для колеса σ F lim b =1,8ННВ

=1,8 240 = 432 МПа.

Коефіцієнт довговічності

YN1 = 6

= 6

4 106

0,69 ;

YN 2 = 6

4 106

= 0,8 ,

3,8 107

N FE1

NFE 2

1,52 10

де NFE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби

передачі

NFE1

= μF NΣ1

= 0,065 5,84 108

= 3,8 107 ;

NFE 2

= μF NΣ2

= 0,065 2,34 108

=1,52 107 .

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 =	486	1 1 = 243 МПа;	σ FP1 =	432	1 1 = 216 МПа.
σ FP1 =		1 1 = 243 МПа;	σ FP1 =		1 1 = 216 МПа.
2			2
Граничні допустимі напруження на згин								1296
Для шестірні σF lim М = 4,8 270 =1296 МПа; σ FP max						=		1296		= 643 МПа.
Для шестірні σF lim М = 4,8 270 =1296 МПа; σ FP max						=				= 643 МПа.
						2
Для колеса σF lim М = 4,8 240			=1152 МПа; σ FP max =				1152		= 576 МПа.
Для колеса σF lim М = 4,8 240			=1152 МПа; σ FP max =			2			= 576 МПа.
						2

1.3 Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі

Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:

-розрахункове діюче навантаження Т1=78,3 Нм;

-передаточне число передачі u=2,5;

-коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса ψba = b / aw =0,315 ;

-типовий режим роботи передачі – середній нормальний (СН) та строк служби h=10000 год;

-матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.

Із умови міцності робочих поверхонь зубців на контактну втому визна-

чаємо міжцентрову відстань

awmin = Ka (u ±1)	T1KHβ		= 430 (2,5 +1)	3	78,3 1,015		=126,3	мм,
3	ψbaσ HP2			3		413,252 2,5
	ψbaσ HP2	u		0,315		413,252 2,5

274

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

де Ka =430 МПа1/3 для косозубих передач; коефіцієнтом K Hβ , значення яко-

го визначаємо за табл.3.13 (див.розд.3) в залежності від схеми розміщення коліс на валах і коефіцієнта ψbd = 0,5ψba (u +1)= 0,5 0,315(2,5 +1)= 0,55 . При симетричному розташуванні коліс між опорами вала K Hβ =1,015.

Обчислену міжцентрову відстань округлюємо до найближчого стандартного значення (ГОСТ 2144-76) (див.розд.3). Беремо aw =125 мм.

Визначаємо модуль зубців зубчастих коліс.

mn' = (0,01...0,02)aw = (0,01...0,02) 125 =1,25...2,5 мм.

Кінцеве значення модуля приймаємо згідно з ГОСТ 9563-80 mп=2,0 мм.

Ширина зубчастого вінця колеса:

=ψba aw

= 0,315 125 = 39,38 ≈ 40 мм.

Ширина зубчастого вінця шестірні b1

береться більшою

b1 = b2 + 2mп = 40 +

2 = 44 мм.

Попереднє значення кута нахилу зубців β =150.

Попередньо визначаємо z1 за формулою

' =

2aw cos β

2 125 cos15

= 34,49 .

mn (u

+1)

2 (2.5 +1)

цілого числа z1 = 34 . Число

Результат округлюємо до найближчого

зубців колеса рівне z'

= z' u = 34,49 2,5 = 86,23 . Отримане число округлює-

мо до z2 = 86 .

Після визначення z1 і z2

уточнюємо передаточне число u

u = z2 z1 = 86 34 = 2,53 .

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа від розраху-

нкового

u =

−u p

100 =

2,53 − 2,5

100

=1,2

≤ 2,5% .

u p

2,5

Кінцеве значення кута нахилу зубців визначаємо за формулою:

(34 +86)

mn (z1 + z2 )

′

= arccos

β = arccos

2aw

2 125

=16 15 .

Визначення конструктивних розмірів зубчастих коліс. Базові пара-

метри вихідного контуру: кут профілю α=20°; коефіцієнт висоти головки зубця ha* = 1; коефіцієнт висоти ніжки зубця h*f = 1,25; коефіцієнт радіаль-

ного зазору с*=0,25.

Розміри зубців косозубої передачі, виконаної без зміщення (нульова передача), визначаємо за формулами:

висота головки зубця

ha = ha* mn = mn = 2 мм;

висота ніжки зубця

275

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

= ( h*

+ c ) m

=1,25m

=1,25 2 = 2,5 мм;

висота зубця

h = ( h*

+ h* ) m

= 2,25m

= 2,25 2 = 4,5 мм;

Розміри зубчастих коліс:

діаметр ділильного кола шестірні

d1 =

mn z1

2 34

= 70,83 мм;

cos β

cos16015′

df1

df2

da2

da1

Рисунок 1.2 – Циліндрична передача

діаметр ділильного кола колеса

mn z2

2 86

=179,17 мм;

cos β

cos16015′

діаметри кіл вершин

da1 = d1 + 2mn ha* = 70,83 + 2 2 = 74,83 мм;

da 2 = d2

+ 2mn ha*

=179,17 + 2 2 =183,17 мм;.

діаметри кіл впадин

d f 1 = d1 − 2mn (ha* + c* )= 70,83 − 2 2 1,25 = 65,83 мм;

d f 2

= d2 − 2mn (ha* + c* )=179,17 − 2 2 1,25 =174,17 мм;

коефіцієнт перекриття у косозубій нульовій передачі при β < 200

′

= 1,88 −

3,2

cos16 15

=1,67 .

εα ≈ 1,88 −3,2

cos

Перевірка міцності передачі на контактну втому і втому при згині.

Колова швидкість у зачепленні

υ = 0,5ω1d1 = 0,5 101,84 70,83 0,001 = 3,6 м/с.

При такій швидкості для косозубих коліс необхідно прийняти 9-у ступінь точності (табл.3.12, див.розд.3).

Сили у зачепленні. Колова сила

276

Розділ 12

Приклади розрахунку і проектування передач

F =

2T1

2 78,3 1000

= 2210 Н.

70,83

Осьова сила

tgβ = 2210 tg16015′ = 644,6 Н.

Fa = Ft

Радіальна сила

tgαw

tg20

= F

= 2210

= 837,9 Н.

cos β

cos16015′

Питома колова сила

wHt =

KHα KHβ KHν

2210

1,16 1,015 1,014 = 65,96 Н/мм.

Значення КНα

наведені у табл.3.11(див.розд.3). При υ = 3,6 м/с і 9-ій

ступені точності КНα=1,16. За

табл.3.13

КНβ=1,015. Для косозубої передачі з

твердістю зубців Н1 і Н2 < 350 НВ і υ = 3,6 м/с (табл.3.15) КНν =1,016. Величина контактних напружень на робочих поверхнях зубців

σH = Z E Z H Z

u ±1

≤ σ HP ;

σH = 275 1,73 0,77

65,96

2,5 +1

= 417,45 ≥ 413,25 МПа.

2,5

70,83

Тут параметри мають такі значення: ZЕ =275 МПа1/2 - для стальних зубчас-

тих коліс;

Z H =

2 cos βb

2 cos15015′

=1,73 ,

sin 2αtw

sin 2 20

де βb = arcsin(sin β cos 200 )= arcsin(sin16015′cos 200 )=15015′;

Zε = 1 / εα =

1 1,67 = 0,77 - для косозубих передач, приεβ ≥ 1.

εβ =

b2 sin β

40 sin16015′

=1,78 .

πmn

3,14 2

Перевантаження зубців коліс передачі становить:

σ Н −σ НР

100 =

417,45 − 413,25

100 =1% ≤ 5% , що допускається.

σ НР

413,25

Перевіряємо міцність передачі на втому при згині. Питома колова сила

wFt =

KFα KFβ KFν =

2210

1 1,038 1,12 = 64,23 Н/мм.

За табл.3.14(див.розд.3) при ψbd

= 0,55 з твердістю зубців Н1 < 350 НВ

і Н2 < 350 НВ КFβ=1,038. Значення коефіцієнта КFν вибираємо за табл.3.15 (розд.3), КFν = 1,12. Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між

зубцями КFα , визначається залежно від ступеня точності і коефіцієнта торцевого перекриття

277

<<< < Предыдущая 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 3233 / 6533 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

#
16.08.20191.31 Mб12Kursova.doc
#
16.09.2019420.86 Кб3kursova.doc
#
09.12.2018500.22 Кб28Kursova_Igor_burdilyak.doc
#
13.09.2019288.64 Кб2kursova_robota_1.docx
#
09.09.20191.32 Mб3Kursova_robota_mekhanika_xer_1.docx
#
17.02.201623.32 Mб112Kursove_proektuvannya_1_dm.pdf
#
18.11.20191.53 Mб0kurs_cor.doc
#
10.11.201918.76 Mб2kyivska obl_2009.doc
#
10.11.201925.64 Mб10kyiv_2009.doc
#
27.11.201944.35 Кб2kyrsova 4.docx
#
27.11.2019111.56 Кб1KYRSOVA.docx