Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Расчет быстроходной ступени.
Выбираем материал - сталь 45, термообработка - нормализация, твердость НВ = 200. Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле /8/: [sн] = sн lim b / Sн * ZR * Zv * КНL (2.2.1.1.) где sн lim b = 2 * НВ +70 при v £ 5 м/с /8/; Sн - коэффициент безопасности (Sн = 1,1..1,2); ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей; Zv - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи (Zv = 1,00...1,16); КНL - коэффициент долговечности (КНL ® NНЕ / NНО), где NНЕ - эквивалентное число циклов напряжений в зубьях; NНО - базовое число циклов напряжений, принимается по графику на рис. 12.21. /8/. NНЕ = (60*С / Т3max)*(Т3max *t*n + T13*t1*n1 + T23*t2*n2 +...+Ti3*ti*ni), где С - число колес в зацеплении (с = 1); Тmax - максимальный крутящий момент, передаваемый колесом в течении времени t за весь срок службы передачи при частоте вращения колеса n. Время t определяется по формуле /8/: t = 365 * Kг * 24 * Кс * 5, (2.2.1.3.) где Кг = Т / 365 - коэффициент использования механизма в год; Кс = Т / 24 - коэффициент использования механизма в сутки. Кг = 240 / 265 = 0,9 Кс = 14 / 24 = 0,58 (2 смены) t = 365 * 0,9 * 24 * 0,58 * 5 = 22863,6 c
Циклограмма времени работы механизма
Рис. 2.2.1.1.
Тусл = Тmax * 0,67 = 803 * 0,67 = 538 Н*м Тторм = Тmax * 0,23 = 803 * 0,23 = 184,7 Н*м Тmax - максимальный крутящий момент (Т2 = 803 Н*м). t = tразг + tуст + tторм (2.2.1.4.) tразг = 0,1 * t tуст = 0,67 * t tторм = 0,23 * t tразг = 0,1 * 22863,6 = 2286,4 с tуст = 0,67 * 22863,6 = 15318,6 с tторм = 0,23 * 22863,6 = 5258,6 с NHE = (60 * 1 / 8033) * (8033 * 22863,6 * 101,5 + 5383 * 15318,6 * 101,5 + + 184,73 * 5258,6 * 101,5) = 139239432,36 NHO = 10 * 106 по графику на рис.12.21. /8/. NHE / NHO = 139239432,36 / 107 = 1,4 > 1, КНL = 1 [sн] = (2 * 200 + 70) / 1,1 * 1 * 1,1 * 1 = 470 МПа ybа = 0,315...0,4 при несимметричном расположении колес относительно опор; ybа = 0,35. ybd определяется по формуле /8/: ybd = 0,5 * (u + 1) * ybа (2.2.1.5.) ybd = 0,5 * (6,6 + 1) * 0,35 = 1,33 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий определяется в зависимости от ybd по графику на рис.12.18. /8/. КНВ = 1,15 Межосевое расстояние определяется по формуле /8/:
где Ка = 495 - для прямозубых передач, Ка = 430 - для косозубых передач; Т - передаваемый крутящий момент, Н*м; u - передаточное число передачи; [sн] - допускаемое контактное напряжение.
Определяем ширину зубчатого венца колеса по формуле /8/:
bw = ybа * а (2.2.1.7.) Ширина венца шестерни bw1 = bw2 + (3...5) мм bw2 = 0,35 * 212 = 74,2 мм, полученное значение уточняем по ГОСТ 6636-69, принимаем bw2 = 80 мм. bw1 = 80 +4 = 84 мм Определяем модуль в нормальном сечении по формуле /8/: mn = (0,01...0,02) * a ³ 2 мм (2.2.1.8.) mn = 0,0195 * 212 = 4,1 мм, принимаем mn = 4 мм. Определяем суммарное число зубьев колеса /8/: Zå = (2 * a * cosb) / mn, (2.2.1.9.) где cosb - угол наклона зубьев колеса (b =8...160). Принимаем b = 110; cos 110 = 0,9816. Zå = (2 * 212 * 0,9816) / 4 = 104 Уточняем значение угла b по формуле /8/: cosb = (Zå * mn) / (2 * аw) (2.2.1.10.) cosb = (104 * 4) / (2 * 212) = 0,9811 b = 110 16¢ Число зубьев шестерни /8/: Z1 = Zå / (u +1) ³ Z1 min, (2.2.1.11.) где Z1 min = 17 * cos3b = 17 * 0,98113 = 16 Число зубьев колеса /8/: Z2 = Zå - Z1 (2.2.1.12.) Z1 = 104 / (6,6 +1) = 16,2; Z1 = 16 ³ 16. Z2 = 104 - 16 = 88 Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес: диаметр шестерни /8/: d1 = (mn * Z1) / cosb (2.2.1.13.) d1 = (4 * 16) / 0,98 = 65,3 мм диаметр колеса /8/: d2 = (mn * Z2) / cosb (2.2.1.14.) d2 = (4 * 88) / 0,98 = 359,2 мм диаметры окружности вершин зубьев /8/: da1 = d1 + 2 * mn (2.2.1.15.) da2 = d2 + 2 * mn da1 = 65,3 + 2 * 4 = 73,3 мм da2 = 359,2 + 2 * 4 = 367,2 мм диаметры окружности впадин зубьев /8/: df1 = d1 - 2,5 * mn (2.2.1.16.) df2 = d2 - 2,5 * mn df1 = 65,3 - 2,5 * 4 = 55,3 мм df2 = 359,2 - 2,5 * 4 = 349,2 мм Определяем значение контактных напряжений /8/:
где Zн = 1,77 * cosb, Zм = 275 МПа, Zå = 1 / Еа, где Еа - коэффициент торцевого перекрытия. Еа =[1,88 - 3,2*(1/Z1 + 1/Z2)] * cosb (2.2.1.18) Ft - окружная сила в зацеплении, определяется по формуле /8/: Ft = (2 * T2) / d2 (2.2.1.19.) Кн = 1,2...1,35, большие значения при несимметричном расположении колес (Кн = 1,2). Ft = (2 * 803) / 0,3592 = 4471 Н Еа = [1,88 - 3,2*(1/16 + 1/88)] * 0,98 = 1,61 Zå = Zн = 1,77 * 0,98 = 1,73
Для определения твердости рабочих поверхностей принимаем sн = [sн], где [sн] - допускаемое контактное напряжение, при твердости £ 350 Н. [sн] = (2 * НВ + 70) / 1,1 * КHL (2.2.1.20.) Из формулы 2.2.1.20. твердость рабочих поверхностей зубьев: НВ = (1,1 * [sн] - 70) / 2 = (1,1 * 441 - 70) / 2 = 207,55 По табл.2.2. /6/ для изготовления колес назначаем сталь 45, термообработка - улучшение;
твердость зубьев колеса НВ = 192...240 Нвср = 216; твердость зубьев шестерни НВ = 241...285 Нвср = 263. Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба /8/: sF = YF * Yb * YЕ * (Ft * KF) / (bw * mn) £ [sF], (2.2.1.21.) где [sF] - допускаемое напряжение изгиба /8/: [sF] = (sF0 / SF) * KFL, (2.2.1.22.) где sF0 - предел выносливости (sF0 = 1,8 * НВ); SF - коэффициент долговечности (SF = 1,7); YF - коэффициент формы зуба, определяется по числу зубьев эквивалентного колеса ZV (рис.2.23. /6/); ZV = Z / cos3b (2.2.1.23.) Yb - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев; Yb = 1 - b0 / 140 (2.2.1.24.) YЕ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; YЕ = 1 / Еа (2.2.1.25.) КF - коэффициент нагрузки (KF = 1,3...1,5). Для шестерни ZV1 =16 / 0,98 = 16,3 YF1 = 4,17 Для колеса ZV2 =88 / 0,98 = 89,8 YF2 = 3,6 Для шестерни и колеса Yb = 1 - 11,16 / 140 = 0,92 YЕ = 1 / 1,61 = 0,62 Предел выносливости: для шестерни sFО1 = 1,8 * 263 = 473,4 МПа для колеса sFО2 = 1,8 * 216 = 388,8 МПа Допускаемое напряжение изгиба: для шестерни [sF1] = (473,4 / 1,7) * 1 = 278,5 МПа для колеса [sF2] = (388,8 / 1,7) * 1 = 228,7 МПа Напряжение изгиба для шестерни: sF1 = 4,17 * 0,92 * 0,62 * (4471 * 1,3) / (84 * 4) = 41,1 МПа £ 278,5 МПа Напряжение изгиба для колеса /8/: sF2 = sF1 * (YF2 / YF1) (2.2.1.26.) sF2 = 41,1 * (3,6 / 4,17) = 35,5 МПа £ 228,7 МПа Условие прочности зубьев на изгиб выполняется. Определяем силы в зацеплении, рис.2.2.1.2. Ft1 = - Ft2 = (2 * T1) / d1 = (2 * T2) / d2 (2.2.1.27.) FR1 = - FR2 = Ft * (tga / cosb) (2.2.1.28.) Fа1 = - Fа2 = Ft * tga (2.2.1.29.) Ft1 = - Ft2 = (2 * 125,44) / 0,0653 = 3842 Н FR1 = - FR2 = 3842 * (0,364 / 0,98) = 1427 Н Fа1 = - Fа2 = 3842 * 0,197 = 756,9 Н
Силы, действующие в зацеплении зубчатой передачи.
Рис. 2.2.1.2. Расчет тихоходной ступени.
Коэффициент относительной ширины зубчатого венца yba = 0,315...0,4; принимаем yba = 0,35. Определяем коэффициент ширины венца по делительному диаметру шестерни по формуле 2.2.1.5.: ybd = 0,5 * (4,2 + 1) * 0,35 = 0,91 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии в зависимости от ybd по графику на рис. 12.18. /8/, Кнb = 1,05. Межосевое расстояние определяем по формуле 2.2.1.6.:
Определяем ширину зубчатого венца колеса по формуле 2.2.1.7.: bW4 = 0,35 * 228 = 79,8 мм, уточняем по ГОСТ 6636-69 bW4 = 80 мм. ширина венца шестерни bW3 = 80 + 5 = 85 мм. Определяем модуль в нормальном сечении по формуле 2.2.1.8.: mn = 0,02 * 228 = 4,56; принимаем mn = 4,5 мм. cosb = 1, т.к. передача прямозубая. Суммарное число зубьев колеса определяем по формуле 2.2.1.9.: Zå = (2 * 228 * 1) / 4,5 = 101 Определяем число зубьев шестерни по формуле 2.2.1.11.: Z3 = 101 / (4,2 + 1) = 19; Z3 = 19 ³ 16 Определяем число зубьев колеса по формуле 2.2.1.12.: Z4 = 101 - 19 = 82 Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес. Диаметр шестерни определяем по формуле 2.2.1.13.: d3 = (4,5 * 19) / 1 = 85,5 мм Диаметр колеса определяем по формуле 2.2.1.14.: d4 = (4,5 * 82) / 1 = 369 мм Определяем диаметры окружностей вершин зубьев по формулам 2.2.1.15: dа3 = 85,5 + 2 * 4,5 = 94,5 мм dа4 = 369 + 2 * 4,5 = 378 мм Определяем диаметры окружностей впадин зубьев по формулам 2.2.1.16: df3 = 85,5 - 2,5 * 4,5 = 74,25 мм df4 = 369 - 2,5 * 4,5 = 357,75 мм Определяем коэффициент, учитывающий влияние суммарной длины контактной линии по формуле /8/:
Zå = (4 - Еa) / 3, (2.2.2.1.) где Еa - коэффициент торцевого перекрытия, определяется по формуле 2.2.1.18.: Еa = [1,88 - 3,2 * (1 / 19 +1 / 82)] * 1 = 1,67 Zå = (4 - 1,67) / 3 =0,88 Окружная сила в зацеплении определяется по формуле: Ft = (2 * T3) / d3 (2.2.2.2.) Ft = (2 * 795) / 0,0855 = 18596,5 Н ZH = 1,77 * cosb = 1,77 * 1 = 1,77 Определяем значение контактных напряжений по формуле 2.2.1.17.:
Для определения твердости рабочих поверхностей зубьев принимаем sн = [sн]. Допускаемые контактные напряжения при sн = 600...1000 МПа определяются по формуле /8/: [sн] = (17 * HRC + 200) / 1,2 * KHL (2.2.2.3.) Из формулы 2.2.2.3. твердость поверхности зубьев: HRC = (1,1 * [sн] - 200) / 17 = (1,1 * 850 - 200) / 17 = 43,2 По табл. 2.2. /6/ выбираем для изготовления колес сталь 40Х, термообработка - закалка Т.В.Ч. сквозная, твердость зубьев 45...55 HRC. Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба по формуле 2.2.1.21.: sF = YF * Yb * Yå * (Ft * KF) / (bw * mn) £ [sF] Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев (Yb) определяем по формуле 2.2.1.24: Yb =1 Число зубьев эквивалентного колеса определяем по формуле 2.2.1.23.; cosb = 1, т.к. передача прямозубая: для шестерни ZV3 = 19 / 1 = 19 YF3 = 4,07 (по рис. 2.23. /6/) для колеса ZV4 = 82 / 1 = 82 YF4 = 3,6 (по рис. 2.23. /6/) Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев определяем по формуле 2.2.1.25.: Yå = 1 / 1,67 = 0,6 Значение коэффициента нагрузки КF = 1,3...1,5; КF = 1,3. По табл. 2.2. /6/ для стали 40Х подвергаемой закалке определяем предел выносливости для шестерни и колеса [sF0] = 550 МПа, коэффициент запаса прочности SF = 1,7. Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле 2.2.1.22.: [sF3] = [sF4] = (550 / 1,7) * 1 = 323,5 МПа Напряжение изгиба для шестерни: sF3 = 4,07 * 1 * 0,6 * (18596,5 * 1,3)/(80 * 4,5) = 164 МПа £ 323,5 МПа Напряжение изгиба для колеса по формуле 2.2.1. 26: sF4 = 164 * (3,6 / 4,07) = 145 МПа £ 323,5 МПа Условие прочности на изгиб выполняется. Определяем силы в зацеплении: Ft3 = - Ft4 = (2 * T3) / d3 = (2 * T4) / d4 (2.2.2.4.) FR3 = - FR3 = Ft * (tga / cosb) (2.2.2.5.) Ft3 = - Ft4 = (2 * 795) / 85,5 = 18596,5 Н FR3 = - FR4 = 18596,5 * (0,364 / 1) = 6769 Н Fа1 = - Fа2 = 3842 * 0,197 = 756,9 Н
|
|||||||
Последнее изменение этой страницы: 2020-12-09; просмотров: 101; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.149.254.35 (0.042 с.) |