20 | 10 | 2017
Учебные материалы
Для преподавателей
Работы студентов
Справочная и техническая литература
Статьи по темам

Задание расчет параметров зубчатых колес

1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 Рейтинг 0.00 (0 Голосов)

Задание расчет параметров зубчатых колес

Рассчитать закрытую цилиндрические реверсивные прямозубые передачи, если:

а) N1=14 квт n1=735 об/мин., n2=210 об/мин.;

1. Определяем передаточное число:

2. Находим вращающий момент на валу шестерни:

Выбираем материалы зубчатых колес и вычисляем допускаемые напряжения. Назначаем для зубчатых колес стали с поверхностной закалкой до твердости > НВ350; по табл. П24 принимаем: для шестерни – сталь 50, для колеса – сталь 40 (при проектировании передач общего назначения не рекомендуется применять легированные стали).

По табл. П30 при поверхностной закалке определяем механические характеристики выбранных сталей:

для стали 50: HRC 50÷57, принимаем HRC’ 50,

для стали 40:HRC 38÷52, принимаем HRC’’45;

Принимая продолжительный срок эксплуатации передачи (Nц>25*107) для сталей с твердостью >НВ350, получаем: .

По эмпирической формуле определяем допускаемые контактные напряжения для мате5риалов шестерни и колеса:

для шестерни:

для колеса:

– расчетное допускаемое контактное напряжение (за расчетное принимают наименьшее допускаемое контактное напряжение).

При реверсивной работе передачи допускаемые напряжения изгиба определим как для симметричного цикла, предварительно вычислив соответствующие пределы выносливости:

Допускаемый коэффициент запаса прочности и коэффициент концентрации напряжений найдем по табл. П31 и П31:

Следовательно,

4. Назначаем величину коэффициента нагрузки при симметричном расположении колес относительно опор.

Принимаем К=1,3.

5. Выбираем коэффициенты ψ, ψm, g, а также число зубьев шестерни открытой передачи:

для закрытой передачи: принимаем ψ=0,3; g=1;

для открытой передачи: – для обработанных зубьев, g=1,2÷2, z=17÷20; принимаем ψm=12; g=1,5 и z1=20.

6. Для закрытой передачи определяем межосевое расстояние:

Вычисления модуля открытой передачи необходимо найти z2, y и наименьшее значение прочности характеристики зуба .

7. Определяем параметры передачи:

а) для закрытой передачи.

Определяем модуль:

По табл. П22 принимаем m=2,5 мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Определяем диаметры делительных окружностей, окружностей выступов и впадин шестерни и колеса:

8. Уточняем межцентровое расстояние и определяем ширину зубчатых колес:

а) для закрытой передачи

принимаем b2=60 мм и b1=63 мм.

9. Определяем окружную скорость и назначаем степень точности передачи.

По табл. П25 принимаем 8-ю степень точности для открытой и закрытой передач.

10. Уточняем величину коэффициента нагрузки:

Для 8-й степени точности передачи и твердости ›НВ350: Кдин=1,4 – табл. П27 и Ккц – 1,2 – табл. П26 (для неприрабатывающихся колес).

К=КдинКкц=1,4*1,2=1,68 – приближенно принято одинаковым для закрытой и открытой передач.

11. Вычисляем силы, действующие в зацеплении:

а) для закрытой передачи:

12. Проверка расчетных напряжений.

Для закрытой передачи расчетные контактные напряжения:

Сопоставляем расчетные напряжения с допускаемыми:

т. е. передача значительно перегружена.

Не изменяя межцентрового расстояния и не повышая степени точности передачи, попробуем снизить величину расчетного контактного напряжения за счет увеличения длины зуба (ширины венца колеса), оставаясь в границах .

Принимая b2=65 мм, а b1=68 мм, получаем:

В этом случае:

и контактную прочность зуба можно считать удовлетворительной.

Прочность на изгиб зубьев закрытой передачи проверим по формуле при наименьшем значении .

По табл. П29, интерполируя, находим

Вычисляем прочностные характеристики:

Прочность зуба шестерни меньше, а поэтому проверку на выносливость при изгибе выполним для зуба шестерни:

Так как расчетное напряжение изгиба значительно больше допускаемого (на 48,7%), то запроектированная передача непригодна для эксплуатации.

В данном случае увеличивать длину зуба b2 и повышать степень точности передачи (для снижения величины коэффициента нагрузки) не целесообразно, так как близко к предельному значению (), а повышение степени точности при приведет к неоправданному увеличению стоимости передачи. Кроме того, даже при – 7-я степень точности передачи, будет превышать более чем на 5%.

Для получения необходимого соответствия между параметрами и прочностными характеристиками проектируемой передачи возможны два способа:

а) увеличить габариты передачи, т. е. увеличить А.

б) оставляя без изменения величину межцентрового расстояния А, увеличить модуль зацепления при пропорциональном сокращении числа зубьев.

а) Принимая А=20 мм, получаем: мм.

По табл. П22 принимаем m=3 мм.

Принимая z1=30, получаем

Для получения А, выражающегося целым числом мм, увеличим z2 на один зуб, т. е. примем z2=106. Это приведет к крайне незначительному изменению передаточного числа, что не имеет практического значения. Тогда

При этом

Принимаем b2=62 мм и b1=65 мм.

т. е. можно оставить 8-ю степень точности и К=1,68.

Увеличим ширину колеса:

Тогда

т. е. превышает менее чем на 5%.

Итак, при А=204 мм, m=3 мм и b2=70 мм передача будет иметь достаточную прочность.

б) Примем m=4 мм и определим числа зубьев шестерни колеса:

Проверим прочность зубьев на изгиб при наименьшем значении .

По табл. П29 находим

Вычислим прочностные характеристики:

Так как прочность зубьев шестерни оказалась ниже прочности колес, то проверку выполняем по и

Расчетные напряжения превышают допускаемые на что можно считать допустимым.

Определяем параметры зубчатых колес:


Добавить комментарий


Защитный код
Обновить