Расчет цилиндрической косозубой передачи. Индивидуальное домашнее задание 2
 Скачать 78.46 Kb.
|
|
МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования «НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»  Инженерная школа неразрушающего контроля и безопасности Отделение электронной инженерии 15.03.01 «Машиностроение» Индивидуальное домашнее задание 2 Вариант 11 (Шифр 31211) по дисциплине: Детали машин
Томск – 2020 Цели задания: применив типовые методики расчета зубчатых передач (цилиндрическая, коническая, цепная и т.д.) по заданным параметрам провести проектный и проверочный расчеты. Исходные данные (Шифр 31211)
Решение Выбор твердости, термообработки и материала колес. Шестерня - сталь 40ХН, термическая обработка – улучшение. Твердость стали 269…..302 HB. Средняя твердость стали  Предельные размеры заготовки Dпред = 200мм, Sпред =125мм. Колесо - сталь 40ХН, термическая обработка – улучшение. Твердость стали 235…..262 HB . Предельные размеры заготовки Dпред = 315мм, Sпред =200мм. [1, табл. 3.2] Средняя твердость стали  Определяем угловые скорости   Определяем число циклов перемены напряжений за весь срок службы  где ω-угловая скорость соответствующего вала, 1/с; Lh –срок службы привода, ч.   Определяем значения циклов по [1, табл. 3.3]: NHO1=22,535 млн.циклов; NHO2=16,305 млн.циклов Так как N1 > NHO1 и N2 > NHO2, то КHL1 = КHL2 =1. Определение допускаемых контактных напряжений [σ]H, Н/мм2 Определяем допускаемое контактное напряжение: [σ]HO1 =1,8·HBср +67 [σ]HO1 =1,8·285,5+67=580,9 Н/мм2 [σ]HO2 =1,8·248,5+67=514,3 Н/мм2 Определяем допускаемые контактные напряжения зубьев шестерни и колеса: [σ]H1 = КHL1 ·[σ]HO1 = 1·580,9=580,9 Н/мм2 [σ]H2 = КHL2 ·[σ]HO2 = 1·514,3=514,3 Н/мм2 Определяем допускаемые напряжения изгиба [σ]F , Н/мм2. Коэффициенты долговечности: для шестерни  для колеса  ,где  - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы. Так как N1 > NFO и N2 > NFO, то КFL1 = КFL2 =1. Определяем допускаемые напряжения изгиба, соответствующие числу циклов перемены напряжений: [σ]FO1 =1,03·HBср1=1,03·285,5=294,07 Н/мм2 [σ]FO2 =1,03·HBср2 =1,03·248,5=255,96 Н/мм2 Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса: [σ]F1 = КFL1 ·[σ]FO1 = 1·294,07 = 294,07 Н/мм2 [σ]F2 = КFL2 ·[σ]FO2 = 1·255,96 = 255,96 Н/мм2 Так как передача реверсивная снижаем допускаемые напряжения изгиба на 25%: [σ]F1 = 0,75 ·[σ]F1 = 0,75·294,07 = 220,55 Н/мм2 [σ]F2 = 0,75 ·[σ]F2 = 0,75·255,96 = 191,97 Н/мм2 Таблица 1-Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Проектный расчет Определяем межосевое расстояние:  где Ка – вспомогательный коэффициент, для косозубых колес принимаем Ка =43; ψа - коэффициент ширины венца колеса принимаем 0,315; 𝑢-передаточное число, (по заданию 𝑢 = 3,15); Т2-крутящий момент на колесе, (по заданию Т2 =155 Нм); [σ]H- допускаемое контактное напряжение колеса, Н/мм2; КHβ =1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающих колес.  Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего целого числа из ряда нормальных размеров по Ra 40 [1. табл.13.15]  .Определяем делительный диаметр колеса:  Определяем ширину венца колеса:  Вычисленное значение округляем до ближайшего целого числа из ряда нормальных размеров по Ra 40 [1. табл.13.15] b2 = 34мм. Определяем модуль зацепления:  где Кm -вспомогательный коэффициент (для косозубых передач), Кm = 5,8. Принимаем из стандартного ряда m=2мм [1. стр.62]. Определяем угол наклона зубьев βmin для косозубых передач:  для косозубой передачи угол наклона зубьев принимают из диапазона β=8…..16[1. стр.62].  Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:  полученное значение  округляем в меньшую сторону и принимаем  .Определяем действительную величину угла наклона зубьев  Определяем число зубьев шестерни:  Принимаем число зубьев шестерни Z1 =24. Определяем число зубьев колеса: Z2 =Z∑ -Z1 =102-24=78 Фактическое передаточное число:  Определяем фактическое передаточное число и отклонение от заданного:  условие выполняется. Определяем фактическое межосевое расстояние:  ммОпределить основные параметры геометрической передачи, мм Диаметры делительных окружностей: косозубая шестерня  ммколесо внешнего зацепления  ммОпределяем диаметры вершин зубьев шестерня:  колесо:  Определяем диаметры впадин зубьев шестерня:  колесо:  Определяем ширину венца шестерни   Рисунок 1- Основные параметры цилиндрической зубчатой передачи Проверочный расчет Проверяем межосевое расстояние  Проверяем пригодность заготовок Диаметр заготовки шестерни  Размер заготовки колеса закрытой передачи  Проверяем контактные напряжения σн, Н/мм2: Определяем окружную силу в зацеплении  Определяем окружную скорость колес  Принимаем по окружной скорости степень точности передачи n=9 [1. табл.4.2]. Коэффициент вспомогательных напряжений (для косозубых передач): К=376. Проверяем контактные напряжения:  где КHα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимаем КHα =1,15 [1. рис.4.2]; КHv - коэффициент динамической нагрузки, принимаем КHv =1,05 [1. табл.4.3]. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни  и колеса  , Н/мм2(15….20)%   Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса   Коэффициенты формы зуба шестерни и колеса YF1=3,88, YF2=3,60 [1. табл.4.4]. Коэффициент, учитывающий наклон зуба  Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса и шестерни  где KFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимаем KFα =0,91 [1, стр. 66]; KFβ-коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями (для прирабатывающих колес), принимаем KFβ=1 [1, стр. 66]; KFν - Коэффициент динамической нагрузки, KFν=1,14 [1. табл.4.3].  Таблица 2- Параметры зубчатой цилиндрической передачи
Список использованных источников 1 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991.- 432с. | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
