Дано:

ТТ=350 Н.м

nб=965 мин-1

nT=153 мин-1

Ресурс tΣ=32000 ч

Материалы:

Шестерня: 45ХЦ

Колесо: 45ХЦ

Вариант ТО: II

Степень точности по СТСЭВ 641-77: nст=7

Типовой режим нагружения: IV





























Решение:

Вариант ТО – II:

З1+У2

Шестерня – улучшение + закалка ТВЧ

Колесо – улучшение

Примем u=6,3

n1=nБ=965 мин-1

n2= nт =153 мин-1

Определим вращающий момент на шестерне и колесе:

Т1= ТТ =350 Н.м



Рассмотрим характеристики материала проектируемой зубчатой передачи:

Шестерня(1)

Колесо(2)

Сталь 45ХЦ

ТО-II

улучшение + закалка ТВЧ

улучшение

Сердцевина

248.5

Поверхность

  • || -

σB=950 МПа

σB=830 МПа

σT=780 МПа

σT=660 МПа



n1=965 мин-1

Т1=350 Н.м

u=6,3

Расчёт цилиндрической передачи ведут по 2-м критериям:

  1. По контактным напряжениям:

σH≤[σ] H

  1. По изгибной выносливости:

σF≤[σ] F

Первое приближение:

Так как НВ1>350, а НВ2<350, то выбираем k=8

Ka=410, так как передача косозубая.

Выбираем Ψba=0,315, так как положение зубчатых колёс относительно опор нессиметричное.

KH

KF

KHV=1.06

KFV=1.09

Ψbd=0.5ψba(u+1)=0.5.0.315.(5.6+1)=1.04

K=1.05

K=1.03

K=1+a(nст-5)=1+0.25(7-5)=1. 5

KH=1.06.1.05.1.5=1.67

KF=1.09.1.03.1.5=1.68



Определяем допускаемые напряжения:

Шестерня(1)

Колесо(2)

σH=[σ] HLIM


σHLIM=17HRC+200=17.53+200= =1101 МПа

σHLIM=2HB+70=2.248.5+70=567 МПа

SH= SHmin. SHa. SHB

SHmin=1.2

SHmin=1.1

SHa=1

SHa=1

SHB=1.15

SHB=1.15

SH= 1.2.1. 1.15=1.38

SH= 1.1.1. 1.15=1.265

Коэффициент долговечности , 1ZNZNmax

NHG=(HB)3=(530)3=1,5.108

NHG=(HB)3=(248.5)3=1.53.107

NK=60.n3.n. tΣ

n3=1

n3=1

n1=965 мин-1

n2=153 мин-1

tΣ=32000 ч

NK1=60.1965.32000=3.77.109

NK2=60.1.153.32000=2,94.108

Чтобы учесть типовой режим нагружения, подставляем вместо NK­ эквивалентное число циклов.

NHEH.NK

NFEF.NK

Так как режим нагружения III, то µH=0.125

NHE1=0.125.3.77.109=4,71.108

NHE2=0.125.2,94.108=3.67.107

Принимаем ZN1=1

Принимаем ZN2=1

σH1=

σH2=



[σ]H=0.45(σH1+ σH2)=0.45(798+448.22)=560,8 МПа

[σ]Hmin[σ]1.25. [σ]Hmin

≤560,8≤560.28

Поскольку условие не выполнено примем [σ]H =560,28МПа

Принимаем =295 мм.



Определим ширину венца колеса:

b2= Ψba.aw=0.315.295=92,9 мм

Принимаем b2=93 мм

b1=b2+(2..4мм)=93+2=95 мм

Определим модуль:

m=b2/ Ψm

mmin≤m≤mmax

Ψm=25..20

m=b2/ Ψm=93/25..20=3,72..4,65

Km=2.8.103

KF=1.68



Определение допускаемых изгибных напряжений:

Шестерня(1)

Колесо(2)

[σ]F=σFmin.YNYKYXYδYZYa /SF= σFmin.YN/SF

σFlim=600 МПа

σFlim=1.75.HB=1.75.248.5=435 МПа

SF= SFminSFa SFb

SFmin=1.7

SFa=1

SFb=1.2

SF=1.7.1.1.2=2.04

Определим коэффициент долговечности:

mF=9

mF=6

YNmax=2.6

YNmax=4

В расчёте на выносливость при изгибе вместо NK подставляем NFEF.NK

µF=0.016

µF=0.038

NFE1=0.016.3,77.109=0.60.108

NFE2=0.038.2,94.108 =1.12.107

Принимаем YN1=1

Принимаем YN2=1

[σ]F1=600.1/2.04=294 МПа

[σ]F2=435.1/2.04=213 МПа

mmax=2.aw/17(u+1)=2.295/17(6,3+1)=4,754,5

m=3,72..4,65 => 3,72≤m≤4,65

Принимаем m=4



βmin=arcsin(4m/b2)=arcsin(4.4/93)=9.9°>8°

zΣ=z1+z2=2.aw.cos(βmin)/m=2.295.cos(9.9°)/4=145

Принимаем zΣ=145

β= arccos(zΣ.m/2.aw)= arccos (145.4/2.295)=10,7°

Вычислим число зубьев шестерни z1 и колеса z2:

z1= zΣ/(u+1)=145/7,3=19,86

Принимаем z1=20

z2= zΣ-z1=145-20=125

Определим фактическое значение передаточного отношения:

u=z2/z1=125/20=6,25

Отклонение передаточного числа от заданной величины составляет: Δu=, что допустимо, так как не превышает 4%.

Проверочный расчёт на контактную выносливость:

Определяем значение отклонения расчётных напряжений от допускаемых:

 , что допустимо, так как не превышает 5%.

Следовательно, принимаем полученные параметры зубчатой передачи за окончательные.

Шестерня(1)

Колесо(2)

Проверочый расчёт на выносливость при изгибе:

Окружная сила:

При х=0 определяем:

YFS1=4,0

YFS2=3.6

zv1=z1/cos3β=20/(0.9826)3=21.08

zv2=z2/cos3β=125/(0.9826)3=131.76

Yβ=1-β/100=1-10,7/100=0.89

Yε=0.65

Yσ=YFSYβYε

Yσ1=4,0.0.89.0.65=2.31

Yσ2=3.6.0.89.0.65=2.08

Проектный расчёт на прочность при действии пиковой нагрузки:


а)Контактная прочность. Контактное максимальное напряжение:

[σ]Hmax1=2.8σT=2.8.780=2184 МПа

[σ]Hmax2=2.8σT=2.8.660=1848 МПа

σHmax≤[σ]Hmax2

б)Изгибная прочность. Изгибное максимальное напряжение:

σFmaxF.Kпер

σFmax1=63,7.2.2=140,14 МПа

σFmax2=57,7.2.2=126,94 МПа

[σ]Fmax1=σFlim1YNmax1Kst1/Sst=600.2.5.1.2/2= 900 МПа

[σ]Fmax2=σFlim2YNmax2Kst2/Sst=435.4.1.3/2=1131 МПа

σFmax1<[σ]Fmax1

σFmax2<[σ]Fmax2

Определение геометрических параметров передачи:

Коэффициент смещения инструмента:

х1=0

х2=0

Диаметры делительных окружностей:

d=mz/cosβ

d1=2.20/0.9826=40,71 мм

d2=4.125/0.9826=508,85 мм

Проверка:

d1+d2=2aw

d1+d2=40.71+508,85=549,56

2aw=2.295=590

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

da=d+2m

df=d-2.5m

da1=40,71+2.4=48,71 мм

da2=508,85+2.4=516,85 мм

df1=40,71-2.5.4

=30,71мм

df2=508,85-2.5.4=498,85 мм



Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок:

Наружный диаметр заготовки шестерни:

da1+6=48,71+6=54,71 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S=8m=8.4=32 мм < S=80 мм

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.





Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Все расчётные параметры зубчатых колёс представлены в таблице:

Параметр

Обозначение

Значение параметра

Шестерни

Колеса

Модуль, мм

m

4

4

Число зубьев

z

20

125

Угол наклона

β

10,7°

Направление линии зуба


Левое

Правое

Стандарт на нормальный исходный контур


ГОСТ 12755-81

Коэффициент смещения

x

0

0

Степень точности


7

7

Делительный диаметр, мм

d

40,71

508,85

Геометрическое изображение зубчатой передачи:



9



Случайные файлы

Файл
34312.rtf
5271.rtf
23837.rtf
73414.rtf
12269.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.