Выбираем материалы зубчатой пары и определяем допускаемые контактные и изгибные напряжения.
Таблица 5.1. Материал, термообработка, твердость
Определили среднюю твердость зубьев шестерни =248,5 и колеса =221. Разность средних твердостей - = 20...50 = 37. Определили механические характеристики сталей для шестерни и колеса — , , (Н/ ): — для шестерни; — для колеса. Выбрали предельные значения размеров заготовки шестерни (диаметр) 125 мм и колеса (толщина диска) = 200 мм. Определим допускаемые контактные напряжения , Н/ . а) Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса : N=573ω =255.2× ; =63,23× ; б) Определим допускаемое контактное напряжение и , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений : =1,8Н +67, (H/ ) =1,8×248.5+67=514,3; =1,8×221+67= 464,8; в) Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса : 514,3 H/ ; 464,8 H/ .
Определение допускаемых напряжений изгиба , H/ . а) Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеca . Так как > принимаем =1, . б) Определим допускаемое напряжение изгиба и соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений
= 1,03Н , (H/ ); = 1,03×248,5 =255,96; = 1,03×221 = 227,63 в) Определим допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса :
255,96; 227,63. Для реверсивных передач уменьшают на 25%, отсюда 192; 171. Таблица 3.2 Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Выполним проектный и проверочный расчеты передачи Проектный расчет 1. Определим главный параметр — межосевое расстояние , мм: где — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач 49,5; — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,2…0,25 для шестерни, консольно расположенной относительно опор — в открытых передачах; и — передаточное открытой передачи; — вращающий момент на приводном валу рабочей машины при расчете открытой передачи, Н·м; — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, H/ ; — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев =1. Примем коэффициент ширины венца колеса = 0.211, тогда Полученное значение межосевого расстояния округлим до ближайшего табличного числа: 2. Определим модуль зацепления т, мм: где — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач = 6,8; делительный диаметр колеса, мм: ширина венца колеса, мм; — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, H/ . В открытых передачах из-за повышенного изнашивания зубьев расчетное значение модуля т увеличим на 30%, тогда . Полученное значение модуля т округлим в большую сторону до стандартного из ряда чисел: мм. 3. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса. Для прямозубых колес: 4. Определим число зубьев шестерни , и полученное значение округлим до ближайшего целого числа: 5. Определили число зубьев колеса: = 120 24 = 96; 6. Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение ∆и от заданного и: = 0%; 7. Определим фактическое межосевое расстояние для прямозубых передач: 8. Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм.
Таблица 5.1. Основные геометрические параметры передачи
Найдем делительный диаметр, диаметры вершин и впадин зубьев, ширину венца шестерни соответственно: 38+2 = 40 (мм). Найдем делительный диаметр, диаметры вершин и впадин зубьев, ширину венца колеса соответственно: (мм). Проверочный расчет 1. Проверим межосевое расстояние: ( (72+288)/2 = 180 мм; 2. Проверим пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес ; : Диаметр заготовки шестерни Dзаг=da1+6мм = 78+6 = 84≤ =125 мм. Толщину диска заготовки колеса открытой передачи принимаем меньшей из двух: =8 =24, 0,5 =19 ≤ = 200 мм. Заготовки шестерни и колеса пригодны. 3. Проверим контактные напряжения , H/ : где — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач = 436; — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1. — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Найдем окружную скорость колёс: Степень точности передачи будет равна 9. Тогда коэффициент динамической нагрузки будет равен =1,07. Недогрузка передачи составила -7,3 %, что допустимо. 4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , H/ : где — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых = 1; — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. = 1; — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, = 1,1831; — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для прямозубых определяются — в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса , отсюда =3,92; 3,60. Фактическая недогрузка ,% передачи составит и = 57,7%, что допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. 5. Составим табличный ответ к задаче 5 (табл. 5.2).
Таблица 4.2. Параметры зубчатой цилиндрической открытой передачи, мм
В графе «Примечание» к проверочному расчету указываем в процентах фактическую недогрузку или перегрузку передачи по контактным и изгибным напряжениям.
Воспользуйтесь поиском по сайту: ©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...
|