Расчет цилиндрической передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет цилиндрической передачи

1. Выбор материалов зубчатых колес

Учитывая повышения передачи и уменьшения её габаритов, а также колес, назначаем следующую марку сталей, принимая, что материал шестерни тверже материала колеса.

H1? H2+(10 … 50) HB

Шестерня: Колесо:

Сталь 45 сталь 45

термообработка улучшение термообработка нормализации

(192…240) НВ (170…217) НВ

бв1=740 бв2=616.6

2. Определение допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса

для колеса: [1 с. 176]

,

для шестерни:

S_H - коэффициент безопасности;

для колеса: S_H2=1,1 [1, с. 176] для шестерни: SH1=1,1;

z_N - коэффициент долговечности,



где N_HG - базовое число циклов,

для колеса:

для шестерни:

N_HЕ - эквивалентное число циклов,

где - коэффициент эквивалентности,

=0,25 [1, с. 181]

N_K - число циклов переменных напряжений за весь срок службы,

где с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса, с=1;

n - частота вращения зубчатого колеса, мин^-1, n₁=59,12 мин^-1, n₂=14,78 мин^-1

t - число часов работы передачи за расчетный срок службы,

,

где L - срок службы;

- коэффициент использования передачи в году;

- коэффициент использования передачи в сутки.

Подставляя найденные величины в выражение (2.7), получим:

Используя найденные значения, вычислим допускаемые контактные напряжения:

для шестерни:

для колеса:

Где [б_H] допускаемые контактные напряжения б_{H lim1,2} пределы выносливости по контактным напряжениям шестерни и колеса [1, с. 177]

S_H1,2 Коэффициент безопасности шестерни и колеса [1, с 176]

Z_N1,2 Коэффициент долговечности шестерни и колеса [1, с. 177]

3. Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на усталость для шестерни и колеса

[б_F]_1,2 где допускаемые напряжения изгибы шестерни и колеса

б_{F lim1,2} Пределы выносливости при изгибе шестерни и колеса

S_F - коэффициент безопасности

Y_A1,2 коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки [1, с. 182]

б_F1:=(б_Flim1/S_F)*Y_A*Y_N=222.17

б_F2:=(б_Flim2/S_F)*Y_A*Y_N=199.03

4. Определение допускаемых напряжений для прочности зубьев при перегрузках

[1, с. 182-183]

Где соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев предельное допускаемое напряжение

если не задан его определяют по формуле (4.5)

где K коэффициент внешней динамической нагрузки [1, с. 11]

K=1.6

T4=799.46 Н*м

T_nuk:= K*T_max

б_HMAX1:=2.8*б_T1=1260 (4.6)

б_T где предел текучести материала

б_Hmax1:=б_H1*v(T_nuk/T_max)=577.259

б_HMAX2:=2.8*б_T2=952

б_Hmax2:=б_H2*v(T_nuk/T_max)=525.513

Аналогично, максимальное напряжение изгиба



напряжения и момент при расчете на усталость [б_F]_max предельно допускаемое напряжение

Y_Nmax Предельная величина коэффициента долговечности

K_ST Коэффициент учета частоты приложения пиковой нагрузки

S_ST Коэффициент запаса прочности

б_FMAX1:=б_Flim1*Y_Nmax*K_St/S_St=194.4

б_FMAX2:б_Flim2*Y_Nmax*K_st/S_st=174.15

б_Fmax1:=б_F1*(T_nuk/T_max)=355.474

б_Fmax:=б_F2*(T_nuk/T_max)=318.446

5. Определение геометрических параметров передачи

Определение межосевого расстояния.

a_w межосевое расстояние

U Передаточное число передачи

момент вращения на выходном валу редуктора

коэффициент распределения между зубьями в равной степени прочности изготовления колес [1, с. 133] K_Hб =1.06

K_Hв коэффициент концентрации нагрузки [1, с. 136] K_Hв =1.05

[б_H]₂ допустимое контактное напряжение колеса

Ш_ba коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния [1, с. 143]

ш_ba=0.25

K_Hв выбирают в зависимости от коэффициента ш_bd

ш_bd коэффициент ширины колеса относительно диаметра [1, с. 142]

ш_bd:=0.5* ш_da*(U+1)=0.625

Приведенный модуль упругости для сталей

=2.1 МПа

a_щ:=0.85*(U+1)*³v(E_пр*(Т₂)*К_Нб*К_Нв)*(б_Н2*U²*ш_ba)=470.08

Для нестандартного выбирам подходящие из стандартного ряда [1, с. 143] a_w?400

Определение ширины колес.

Где ширина колеса

b_щ2:=ш_ba*a_щ=100

b_щ1:= b_щ2+6=106

Определение модуля зубчатой передачи.



Где m - нормальный модуль зацепления

Ш_m Коэффициент ширины колеса по модулю [1, с. 144]

b_щ2 ширина колеса округлить по ГОСТ 95 63-60 [1, с. 122]

M:=b_щ2/ш_m=8

Определяем число зубьев колеса и шестерни.

Суммарное число зубьев.

Z_У:=(2*a_щ)/m=100

(5.5)

Где число зубьев шестерни и колеса

Z₁=20

Z₂:=80

Определение диаметров окружностей шестерни и колеса.

d₁; d₂ диаметры делитетельных окружностей шестерни и колеса

d₁:=m*Z₁=160 мм

d₂:=m*Z₂=640 мм



d_a1; d_a2 диаметры вершин окружностей шестерни и колеса

d_a1:=d₁+2*m=176 мм d_a2:=d₂+2*m=656 мм

d_f1; d_f2 диаметры окружностей впадин шестерни и колеса

d_f1=d₁-2.5*m=140 мм

d_f2=d₂-2.5*m=620 мм

m модуль зацепления мм

Уточнение межосевого расстояния.

a_щ=d₁+d₂/2=400 мм

6. Проверочные расчет на устойчивость на контактное напряжение

б_H расчетное контактное напряжение МПа T₃ момент вращения на входном валу Н*м

K_H коэффициент расчетной нагрузки



K_Hб и K_Hв (см. выше)

K_HV коэффициент динамической нагрузки (1, с. 138)

Зависит от окружной скорости колес

Где V₃ окружная скорость шестерни и колеса м/с

d1 диаметры делитетельных окружностей шестерни и колеса мм

n₃; n₄ частота вращения на 3 и 4 валах редуктора мин^-1

d₁=d_щ1 диаметр делительной окружности шестерни мм

b_щ1 ширина шестерни мм

min допустимое контактное напряжение колеса

V₁:=3.14*d₁*n₁/60*1000=1.029; V₂:=3.14*d₂*n₂/60*1000=1.029

K_HV:=1.12

K_H =K_Hв*K_Hб*K_HV

б_H:=1.18*v(E_пр*(T₁*10³)*K_H*(U+1)/d_щ1²*b_щ1*sin (2*a_щ)*U=223.626

b1:=166*(175.816/415)²=29.794

бH:=1.18*v(Eпр*(T1*10³)*K_H*(U+1)/dщ₁²*bщ₁*sin (2*aщ)*U=421.805?456МПа

Перегрузка по допустима в пределах от 4% до 10%, недогрузка по не должна превышать 20%, если расхождение между не входят в эти пределы, то нужно изменяют ширину колеса =b*(/и снова пересчитываем .

2.4% уточнение не требуется.

7. Проверочный расчет зубьев на усталость по напряжениям изгиба

=(* b_W1,2*) ? [] _1,2

д_F1.2 Расчетное напряжение изгиба для шестерни и колеса МПа

Y_F1; Y_F2 Безразмерный коэффициент, зависит от формы зуба [3, рис. 8.20, стр. 147] В зависимости от z₁ находят для для шестерни Y_Fs1 и колеса Y_Fs2 при X=0.

Y_FS1=3.74 Y_FS2=3.76

окружная сила в зацеплении шестерни и колеса

F_t1= F_t2 =

F_t1=2*(10³*T₁)/d₁=2653.75

F_t2=2*(T₂*10³)/d₂=2498.31

коэффициент расчетной нагрузки

д_F1=(Y_FS1*Ft1*K_F1)/b_щ2*m=42.889

д_F2=(Y_FS2*F_t2*K_F1)/b_щ2*m=12.094

=59.404 =52.933

значит, выполняем расчёт по колесу

8. Определяем силы, действующие в цилиндрической передач

окружная сила

Нормальная сила

F_n1,2=^w

Cos(a_щ)=0.94

F_n2=F_t2/0.94 =2657.779

Радиальная сила

^w

F_r2=F_t2*tan(a_щ)=909.311

^w Угол зацепления ^w = 20⁰

Силы действующие в цилиндрической передаче

Таблица 4.1

Ft	Fr	Fn	T1	T2	dw2	dw1	db1	db2	бw
2653.75 H	909.311 H	2657.779 H	212.3 H	799.46 H	100 мм	106 мм	160 мм	640 мм	200



Параметры цилиндрической прямозубой передачи

Таблица 4.2

		Z	мм	мм	мм	мм	мм
шестерня	1.5	48	80	83	76	56	200
колесо	1.5	192	320	323	316	50	200

зубчатый колесо шестерня усталость

Таблица 4.3

dст мм	gст мм	Lст мм	c	g
dст =dвал+2 gст dст =80+2*35=150	gст=0.44* dвал= 0.44*80=35	Lст=1.4*dвал= 1.4*80=112	C=0.5*b= 0.5*119=59	g=2.4*m= 2.4*8=19.2

Размещено на Allbest.ru