Дз по детмашу. ДЗ2 детали22. Решение Вариант то ii З1У2 Шестерня улучшение закалка твч колесо улучшение Примем u4,5

• Название: Решение Вариант то ii З1У2 Шестерня улучшение закалка твч колесо улучшение Примем u4,5
• Анкор: Дз по детмашу
• Дата: 27.11.2021
• Размер: 46.37 Kb.
• Имя файла: ДЗ2 детали22.docx
• Тип: Решение; #283766

Дано:

Т_Т=330 Н^.м

n_б=720 мин^-1

n_T=160 мин^-1

Ресурс t_Σ=32000 ч

Материалы:

Шестерня: 40Х

Колесо: 40Х

Вариант ТО: II

Степень точности по СТСЭВ 641-77: nст=8

Типовой режим нагружения: V

Решение:

Вариант ТО – II:

З1+У2

Шестерня – улучшение + закалка ТВЧ

Колесо – улучшение



Примем u=4,5

n₁=n_Б=720 мин^-1

n₂= n_т =160 мин^-1

Определим вращающий момент на шестерне и колесе:

Т₁= Т_Т =350 Н^.м

Рассмотрим характеристики материала проектируемой зубчатой передачи:

Шестерня(1)	Колесо(2)
Сталь 40
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:
   

σ_H≤[σ] _H

2. 
   По изгибной выносливости:
   

σ_F≤[σ] _F

Первое приближение:





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





K_a=410, так как передача косозубая.

Выбираем Ψ_ba=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
KHβ=1.05	KFβ=1.03
KHα=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=17 HRC+200=17.53+200= =1101 МПа	σHLIM=2 HB+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 , 1≤ZN≤ZNmax
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. NHE=µH.NK NFE=µF.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(σ_H1+ σ_H2)=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= Ψ_ba^.a_w=0.315^.295=92,9 мм

Принимаем b₂=93 мм

b₁=b₂+(2..4мм)=93+2=95 мм

Определим модуль:

m=b₂/ Ψ_m

m_min≤m≤m_max

Ψ_m=25..20

m=b₂/ Ψ_m=93/25..20=3,72..4,65



K_m=2.8^.10³

K_F=1.68

Шестерня(1)'>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 NFE=µF.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)=4,75 4,5
m=3,72..4,65 => 3,72≤m≤4,65 Принимаем m=4

β_min=arcsin(4m/b₂)=arcsin(4^.4/93)=9.9°>8°

z_Σ=z₁+z₂=2^.a_w^.cos(β_min)/m=2^.295^.cos(9.9°)/4=145

Принимаем z_Σ=145

β= arccos(z_Σ^.m/2^.a_w)= arccos (145^.4/2^.295)=10,7°

Вычислим число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂:

z₁= z_Σ/(u+1)=145/7,3=19,86

Принимаем z₁=20

z₂= z_Σ-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:
σFmax=σF.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:

d_a1+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: