Студопедия

Главная страница Случайная страница

КАТЕГОРИИ:

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника






Расчет закрытой цилиндрической передачи






Исходные данные смотрите в (Определение параметров вращения валов привода в таблице).

 

Мощность на ведущем валу P___ =________ кВт;

Частота вращения ведущего вала n____ =_____ мин-1;

Передаточное число передачи u=__;

Срок службы передачи L=___ лет;

Коэффициенты:

2.1. Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес

Материалы и термическая обработка зубчатых колес (табл.П1)

Шестерня – сталь 45, улучшение HB1=192…240, для расчёта

HB1=220;

Колесо - сталь 45, нормализация HB2=170…217, для расчета HB2=200.

Механические характеристики материала

шестерня: предел прочности - sв=750 МПа, сечение S£ 100 мм;

предел текучести - sт=450 МПа.

колесо: предел прочности - sв=600 МПа, сечение S£ 80 мм;

предел текучести - sт=340 МПа.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

2.2.1 Предел контактной выносливости поверхности зубьев sHlim.

2.2.2 Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность

SH1=1,1; SH2=1,1;

2.2.3 Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ZR при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем RA=1,25…2,5 мкм (табл.П2); ZR=0,95.

2.2.4 Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес ZV.

Принимаем V≤5 м/сек; ZV=1,0.

2.2.5 Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость принимаем ZN1=1, ZN2=1.

2.2.6 Допускаемые контактные напряжения [sH]1, [sH]2

Для прямозубой передачи принимаем- sH = 405,91 МПа

Для косозубой передачи принимаем sH = 423,18 МПа

 

Принимаем sH =________ МПа.

2.2.7 Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба sFlim

2.2.10 Коэффициент безопасности при расчете на изгиб SF(табл.П1).

Принимаем SF=1,75.

2.2.8 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба YR.

Принимаем YR=1.

2.2.9 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Ya=1.

2.2.10 Коэффициент долговечности при расчете на изгиб YN принимаем:

2.2.11 Допускаемые напряжения изгиба [sF]1, [sF]2

;

 

 

2.2.12 Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [sH]max1, [sH]max2

 

 

2.2.13 Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [sF]max1, [sF]max2

 

 

2.3 Проектный расчёт

2.3.1 Крутящий момент на выходном валу Т__=________________ Н*м (из таблицы параметров)

 

2.3.2 Коэффициент ширины зубчатого венца Y, относительно межосевого расстояния. Т.к. зубчатые колеса расположены симметрично относительно опор, поэтому Y=_____ (табл.П4). принимаем 0,315 или 0,4



2.3.3 Коэффициент ширины зубчатого венца Ybd, относительно диаметра d1.

 

2.3.4 Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость КНb =_____ (рис.П1, график V)

 

2.3.5 Вспомогательный коэффициент Ка

Для прямозубых колес

Для косозубых колес -

2.3.6 Межосевое расстояние aw

 

 

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (табл.П5)

2.3.7 Ширина зубчатого венца bw1; bw2, округляем по таблице П6

 

2.3.8 Нормальный модуль зубьев mn(табл. П7, стр.26)

 

2.3.9 Угол наклона зубьев b

 

2.3.10 Суммарное число зубьев zc

Принимаем zc =______.

 

2.3.11. Число зубьев ведущего колеса z1

 

2.3.12 Число зубьев ведомого колеса z2

z2 = zc - z1 =_____ - _____ = ______.

 

2.3.13 Фактическое передаточное число u

2.3.14. Уточненное значение угла наклона зубьев b

2.3.15 Диаметр делительной окружности ведущего колеса d1

 

2.3.16 Диаметр делительной окружности ведомого колеса d2

2.3.16.1 Диаметр окружности колес da1,da2

мм

мм

2.3.17 Окружная скорость колес v

2.3.18 Степень точности изготовления передачи – ___ (табл.П9)

2.3.19 Коэффициент торцевого перекрытия:

 

2.3.20 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила

 

2.4 Проверочный расчет

2.4.1 Проверочный расчет на контактную выносливость

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии К



К= ___________.

Коэффициент динамической нагрузки КHV

КHV=________

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес =_________

 

 

Контактные напряжения при расчёте на выносливость sH

.

 

Отклонение контактных напряжений от предельно допустимых не должно превышать ±5%.

Если более 20% рекомендуется увеличить ширину зубчатого венца bw или межосевое расстояние a w.

 

 

2.4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

2.4.2.1 Коэффициент формы зуба YF; X=0.

YF1=______; YF2=_____;

2.4.2.2 Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления Yε

2.4.2.3 Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба Yb

2.4.2.4 Коэффициент распределения нагрузки при расчете на изгиб

К=_____

2.4.2.5 Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб

КFb=______

2.4.2.6 Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб

КFV=_______

2.4.2.7. Напряжение изгиба при расчете на выносливость.

 

2.4.3 Проверочный расчет на статическую прочность при однократных перегрузках

2.4.3.1 Максимальные контактные напряжения при перегрузке.

2.4.3.2 Максимальные напряжения изгиба при перегрузках.

 




mylektsii.ru - Мои Лекции - 2015-2020 год. (0.026 сек.)Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав Пожаловаться на материал