Техническая механика. Примеры выполнения заданий

Смотрите на сайте ассенизатор всеволожск.

ЗАДАЧА II РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рассчитать основные параметры, размеры и силы в зацеплении закрытой косозубой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора с прирабатывающимися зубьями привода конвейера

Данные для расчета взять в табл. 5.6 и занести в табл. 5.7

Таблица 5.7 Исходные данные зубчатой передачи

Передача

Мощность на быстроходном валу (б/х),

Р1, кВт

Передаточное число, изуб

КПД,

ηзуб

Частота вращения

б/х вала,

n1 , об/мин

Вращающий

момент на

б/х валу,

M1, Н·м

Зубчатая

1 Предварительный расчет

1.1 Выбираем материал шестерни и колеса:

для изготовления зубчатых колес выбираем сталь 40ХН с различной термообработкой, а именно:

для шестерни — улучшение, твердость сердцевины H1 = 269…302 НВ и закалка зуба ТВЧ до твердости на поверхности зубьев H1 = 48…53 HRCЭ при диаметре заготовки D ≤ 200 мм;

для колеса — улучшение, средняя твердость сердцевины H2 = 269…302 НВ

1.2 Определяем базовый предел контактной выносливости, σHlimb, МПа:

σH lim b1 = 17H1ср + 200; σHlimb2 = 2Н2ср + 70

1.3 Определяем допускаемые контактные напряжения, [σHi], МПа:

[σH1] = σHlimb1 ZN /SH; [σH2] = σHlimb2 ZN /SH,

где ZN — коэффициент долговечности, для учебных расчетов примем ZN ≈ 1;

SH — коэффициент запаса прочности, SH = 1,1 (улучшенные, объемно-закаленные колеса с однородной структурой материала).

1.4 Определяем условное допускаемое контактное напряжение, [σH ], МПа:

[σH ] = 0,45([σH1] + [σH2])

при этом должно выполняться условие [σH ] ≤ 1,23[σH2]

1.5 Определяем базовый предел выносливости зубьев при изгибе, σF lim b, МПа:

σFlimb1 = 550 МПа; σFlimb2 = 1,75Н2ср

1.6 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев, [σFi] МПа:

[σF1] = σFlimb1 YN ·YA / SF; [σF2] = σF lim b2 YN ·YA / SF ,

где YN — коэффициент долговечности, для учебных расчетов примем YN ≈ 1;

YA — коэффициент реверсивности нагрузки, YА =1 ― при нереверсивной работе;

SF — коэффициент запаса прочности, SF =1,7 (улучшенные, объемно-закаленные колеса с однородной структурой материала).

2 Проектировочный расчет

2.1 Определяем межосевое расстояние, аw, мм:

где М1 — вращающий момент, действующий на валу шестерни, Н·м;

Ψbа — коэффициент ширины зубчатого колеса по межцентровому расстоянию, выбирается из стандартного ряда: Ψbа = 0,2; 0,25;0,315; 0,4

КНβ — коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, КНβ=1,022;

Ка — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка = 410 КПа1/3;

изуб — передаточное число зубчатой передачи.

Полученное значение аw округляют до ближайшего большего стандартного значения: 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500.

2.2 Определяем ширину зубчатого венца, bi, мм:

b2 = Ψbа ·аw; b1 = b2 + 5

2.3 Определяем нормальный модуль зубьев колес, mn, мм:

,

где Km — вспомогательный коэффициент, для косозубых колес Km = 2,8·103;

KFβ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, KFβ=1,017.

Полученное значение модуля округляют до ближайшего большего стандартного значения: 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,25; 2,5; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0; 8,0; 9,0; 10.

2.4 Определяем угол наклона зубьев, βmin, градус:

βmin=arcsin(4·mn/b2)

2.5 Определяем суммарное число зубьев:

z∑ =2aw cosβmin/mn

2.6 Определяем числа зубьев колес:

z1 = z∑ / (uзуб + 1); z2 = z∑ - z1

2.7 Определяем фактический угол наклона зуба, β, градус

β=arccos(0,5z∑·mn/aw)

3. Расчет геометрических, кинематических и силовых параметров передачи

При расчетах все линейные и угловые параметры передачи следует округлять с точностью до третьего знака после запятой.

Изобразить рис. 5.4 и написать название всех параметров цилиндрического эвольвентного колеса.

3.1 Определяем делительный диаметр зубьев колес, di, мм:

d1 = mn ·z1 / cosβ ; d2 = mn ·z2 / cosβ

3.2 Определяем диаметр вершин зубьев колес, dai, мм:

da1 = d1 + 2mn ; da2 = d2 + 2mn.

3.3 Определяем диаметр впадин зубьев колес, dfi, мм:

df1 = d1 – 2,5mn ; df2 = d2 – 2,5mn.

3.4 Определяем окружную скорость колес, v, м/с:

v = πd1 ·n1 / 60000

Назначаем степень точности передачи :

Степень точности передачи  6 7 8 9

Окружная скорость колес (max), м/с 30 15 10 4

3.5 Определяем усилия в зубчатом зацеплении (рис. 5.5):

Окружная сила (Н): Ft1 = 2000·M1 / d1

Радиальная сила (Н): Fr1 = Ft1·tgα /cosβ

Осевая сила (Н): Fа1 = Ft1·tgβ,

где α — угол зацепления, α = 20º.

Рассчитанные параметры зубчатой передачи заносят в контрольную таблицу 5.8

Таблица 5.8 Параметры зубчатой передачи

Параметры

Значения

Делительный диаметр колеса; d2, мм

Диаметры вершин зубьев колес, мм

dа1 , dа2

Ширины венцов зубчатых колес; мм

b1 , b2

Нормальный модуль зубьев колес; mn, мм

Число зубьев колес

z1 , z2

Угол наклона зубьев колес, β, градус

Межосевое расстояние передачи; аw, мм

Силы, действующие в зацеплении, Н

Ft1 =Ft2; Fr1 =Fr2; Fa1 =Fa2

Примечание. Чертеж схемы зубчатой передачи должен иметь два вида передачи: сверху и сбоку. На чертеже должны быть проставлены габаритные размеры передачи, межосевое расстояние, числа и нормальный модуль зубьев колес, значение и направление угла наклона зубьев колес, направление и значение скорости вращения шестерни (см. рис. 5.6)



 

Техническая механика. Примеры выполнения заданий