Главная страница
Навигация по странице:

  • Определим вращающий момент на шестерне и колесе: Т 1 = Т Т =350 Н . мРассмотрим характеристики материала проектируемой зубчатой передачи

  • Шестерня(1) Колесо(2)

  • Определяем допускаемые напряжения: Шестерня(1)

  • Определим ширину венца колеса

  • Определение допускаемых изгибных напряжений: Шестерня(1)

  • Определим коэффициент долговечности

  • Вычислим число зубьев шестерни z

  • Определим фактическое значение передаточного отношения

  • Проверочный расчёт на контактную выносливость

  • Шестерня(1) Колесо(2) Проверочый расчёт на выносливость при изгибе

  • Проектный расчёт на прочность при действии пиковой нагрузки

  • Определение геометрических параметров передачи

  • Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок

  • Силы, действующие на валы от зубчатых колёс

  • Параметр Обозначение Значение параметра

  • Геометрическое изображение зубчатой передачи

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


    Скачать 46.37 Kb.
    НазваниеРешение Вариант то ii З1У2 Шестерня улучшение закалка твч колесо улучшение Примем u4,5
    АнкорДз по детмашу
    Дата27.11.2021
    Размер46.37 Kb.
    Формат файлаdocx
    Имя файлаДЗ2 детали22.docx
    ТипРешение
    #283766


    Дано:

    ТТ=330 Н.м

    nб=720 мин-1

    nT=160 мин-1

    Ресурс tΣ=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=nБ=720 мин-1

    n2= nт =160 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 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:

    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=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.

    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

    Шестерня(1)'>Определение допускаемых изгибных напряжений:

    Шестерня(1)

    Колесо(2)

    [σ]FFmin.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)=4,75 4,5

    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]Fmax1Flim1YNmax1Kst1/Sst=600.2.5.1.2/2= 900 МПа

    [σ]Fmax2Flim2YNmax2Kst2/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:



    написать администратору сайта