П-11 (дз 2 детали машин п 11 тихоходная ваз 3)

Посмотреть архив целиком

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ


Исходные данные:


Спроектировать цилиндрическую прямозубую однопоточную передачу внешнего зацепления



- вращающий момент на тихоходном валу, Нм


Признак передачи sign=1 - с внешним зацеплением, sign= -1 - с внутренним



- передача с внешним зацеплением



- частота вращения быстроходного вала, мин-1



- частота вращения тихоходного вала, мин -1



- срок службы в часах



- степень точности передачи



- типовой режим нагружения



- количество потоков в передаче


Порядок расчета зубчатой передачи:


1. Энергетический и кинематический расчеты


Исходные данные для расчета













КПД зубчатых закрытых передач, работающих в масле =0,96...0,98


Принимаем



Передаточное число






разбиваем передаточное число




Вращающие моменты и частоты вращения валов





Частота вращения промежуточного вала.






2. Выбор материалов колес


В задании дано, например,

шестерня выполнена из стали 40ХН т/о -ТВЧ

колесо 40ХН т/о - улучшение


Из табл.1 среднее значение твердостей зубьев колес


1 - шестерня 40ХН ТВЧ




2 - колесо 40ХН Улучш.




Примечание: HB ~10 HRC


Средние значения твердостей:








3. Допускаемые напряжения (контактные и изгибные)


3.1. Допускаемые контактные напряжения


[]H = lim zN / SH

lim - предел контактной выносливости, МПа

zN - коэффициент долговечности,

SH - коэффициент запаса прочности




Предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев




МПа




МПа


Число циклов, соответствующих перелому кривой усталости:

NHG = (HBср)3






NK = 60 n3 n t

NK - требуемый ресурс в циклах нагружения,

n3 - число вхождений в зацепление зубьев колес за один оборот,

n - частота вращения,

t ресурс передачи



- число вхождений в зацепление зуба шестерни за один оборот



- число вхождений в зацепление зуба колеса за один оборот






NHЕ = NK

NHЕ - эквивалентное число циклов при переменном нагружении,

NK - требуемый ресурс в циклах нагружения,

H - коэффициент эквивалентности по циклам


Коэффициент , учитывающий режим работы

(типовой режим нагружения)


Таблица 1





Для заданного режима



Эквивалентное число циклов с учетом режима работы







Коэффициент долговечности


ZN - коэффициент долговечности,

=2,6 для материалов с однородной структурой (нормализованные, улучшенные,

объемно закаленные), =1,8 - для поверхностно упрочненных материалов;

NHG - число циклов, соответствующих перелому кривой усталости:,

NHE - эквивалентное число циклов при переменном нагружении.




Учитывая ограничения, принимаем:





Учитывая ограничения, принимаем:



SH - коэффициент запаса,

SH = SHmin SHa SHb

SHmin - минимальный коэффициент запаса: 1,1- для зубчатых колес с однородной структурой (нормализованных, улучшенных, объемно закаленных), 1,2 - для зубчатых колес с поверхностным упрочнением.

SHa - коэффициент запаса: 1,13 - для передач, выход которых из строя приводит к тяжелым последствиям, 1 - в остальных случаях.

SHb - коэффициент запаса, учитывающий упрощения, SHb = 1.1 .. 1.2


Принимаем, например:







т.к. выход из строя передачи не связан с тяжелыми последствиями









МПа




МПа


Для прямозубых передач






3.2. Допускаемые напряжения изгиба


[]F = Flim YN / SF

Flim - предел выносливости при "отнулевом" цикле нагружений, МПа

YN - коэффициент долговечности,

SF - коэффициент запаса прочности


Предел изгибной выносливости



МПа




МПа



YN - коэффициент долговечности ,

mF - показатель степени кривой усталости, mF=6- для нормализованных и улучшенных зубчатых колес; mF=9 - для закаленных и поверхностно упрочненных.

=4 при mF=6 и =2,6 при mF=9.

NFE - эквивалентное число циклов при переменном нагружении


Принимаем






NFE = NK F

NFE - эквивалентное число циклов при переменном нагружении

NK - требуемое число циклов нагружения,

F - коэффициент эквивалентности по циклам


Требуемое число циклов (расчетное):


Таблица 2



Из табл.2, принимем:










Учитывая ограничения, принимаем:





Учитывая ограничения, принимаем:





Коэффициент запаса


SF = SFmin SFa SFb

SFmin - минимальный коэффициент запаса, принимают равным 1,7. Для нитроцементованных зубчатых колес SFmin=1,55, а для цементованных - SFmin=1,65.

SFa - коэффициент запаса, учитывающий последствия при выходе из строя передачи.

SFb - коэффициент запаса, учитывающий упрощения, SHb = 1.1 .. 1.3




т.к. выход из строя передачи не связан с тяжелыми последствиями









МПа




МПа


4. Коэффициенты нагрузки


KH = KHV KH KH

KH - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную выносливость,

KHV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки,

KH - коэффициент, учитывающий погрешность изготовления


KF = KFV KF KF

KF - коэффициент нагрузки в расчетах на изгибную выносливость,

KFV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки,

KF - коэффициент, учитывающий погрешность изготовления


4.1.Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку KHV, KFV




4.1.1.Предварительное значение межосевого расстояния:


Коэффициент КА зависит от типа передачи: K А = 450 - для прямозубых передач,




Т1 - вращающий момент на шестерне, Нм

u - передаточное число




4.1.2. Окружная скорость колес





4.1.3. Коэффициенты, учитывающие влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зуба при расчете на контактную и изгибную прочность




4.1.4. Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса





4.1.5. Удельная окружная динамическая сила








4.1.6. Предварительное значение окружной силы







4.1.7. Предельные значения удельной окружной динамической силы








4.1.8. Предварительная ширина зубчатого венца колеса









4.2. Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зависит от относительной ширины колес и их твердости


Коэффициент ширины колеса ba = b/aw рекомендуется принимать в зависимости от положения зубчатых колес относительно опор:

- при симметричном положении ba =0,315...0,5;

- при несимметричном положении ba =0,25...0,4;

- при консольном положении одного или обоих колес ba =0,2...0,25



схема передачи по табл.3











Таблица 3




Схемы цилиндрических передач






4.3. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями




Принимаем :










5. Межосевое расстояние (из условия контактной прочности)





Принимаем по ряду нормальных размеров




6. Ширина зубчатых венцов колес


колеса




Принимаем по ряду нормальных размеров




шестерни





7. Нормальный модуль (из условия изгибной прочности)


mmin = Km KF T1 (u + 1) / (aw b2 []F2)

mmin - минимальный модуль, определяемый из условия изгибной прочности, мм

Km - коэффициент, учитывющий вид зубчатой передачи, равный 3,4.103 для прямозубых передач

KF - коэффициент нагрузки


т.к. зубчатая передача -прямозубая







мм


mmax = 2 aw / (17 (u + 1))

mmax - максимальный модудь, определяемый из условия неподрезания зубьев, мм

aw - межосевое расстояние, мм

u - передаточное число





мм


Ряд стандартных модулей

1-й ряд - 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2-й ряд - 1,12; 1,37; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5;5,5; 7; 9


Принимаем значение модуля из стандартного ряда:



мм, с последующей проверкой на изгибную прочность


8. Числа зубьев колес


8.1. Суммарное число зубьев



-минимальный угол наклона в радианах



- суммарное число зубьев колес



Принимаем



Уточняем угол наклона зубьев:




-угол наклона зубьев в градусах








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.