Навигация
1 min, Z2 = Z1·u ≥ Z2 min , где
Ψbm - коэффициент ширины венца относительно модуля зубьев, задают потаблице 2.2 /8/:
Ψbm = (25…30) принимаем Ψbm = 25
Z1 min - наименьшее число зубьев, свободное от подрезания номинальной исходной производящей рейкой
,где
Х - коэффициент смещения исходного контура, при учебном проектировании X задается равным нулю;
αt - угол профиля в торцовом сечении, град
, где
α= 20 - угол профиля исходного контура по ГОСТ 13755-81
= 25 / 1 = 25 ≥ Z1 min=17, Z2 = 25 · 1,7 = 42,5 ≥ Z2 min=17
Уточняем значение передаточного числа u = Z2 / Z1 = 43/25=1,72
Определяем делительный нормальный модуль зубьев, мм
,где
αwt – угол зацепления, град.
αwt = αt =α = 20° при Х1+Х2 = 0 и β=0
Округляют модуль до ближайшего стандартного (таблица 2.4)/8/. По ГОСТ 9563-60 принимаем m = 4,5.
Уточняем значение межосевого расстояния при стандартном модуле, с точностью до сотых долей мм:
, принимаем аw = 160
Округляем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 aw = 160 мм.
Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца:
Ψbа = Ψ’bа(а’w/ аw)3 = 0,741 · (143,343/160)3 = 0,533
Определяют рабочую ширину венца зубчатой передачи и округляют до целого числа, мм:
bw = аw · Ψbа = 0,533 · 160 = 85,3 ≈ 85
Определяют геометрические и кинематические параметры передачи:
-делительные диаметры, мм:
d1 = m · Z1 = 4,5·25=112,5, d2 = m · Z2 = 5·43=193,5,
-начальные диаметры, мм:
dwl = 2aw·Z1/ (Z1+ Z2)=117,65, dw2 = 2aw·Z2/ (Z1+ Z2)=202,35,
-диаметры впадин, при нарезании реечным инструментом, мм:
df1 = d1 - 2m·(1,25 – X1) = 101,25, df2 = d2 - 2m · (l,25 - X2) = 182,25;
-диаметры вершин, из условия постоянства радиальных зазоров, мм
da1 = 2aw - df2 - 0,5m = 135,5, da2 =2aw - df1 - 0,5m = 216,5;
- коэффициент торцового перекрытия (по приближенной формуле):
-осевой шаг зубьев, мм Рх = π· m /sinβ = 0;
-коэффициент осевого перекрытия εβ = bw/Px (при β=0 εβ=О);
-суммарный коэффициент перекрытия εγ = εα + εβ = 1,69;
- основной угол наклона линии зуба, град βb= arcsin (sinβ · cosα) = 0;
- окружные скорости колес на начальных цилиндрах, м/с:
Назначаем степень точности передачи по ГОСТ 1643-81.
Для редукторов общего назначения при современном уровне развития техники экономически оправданы седьмая (нормальная) и восьмая (пониженная) степени точности, в т.ч. и степени точности по нормам плавности работы. При назначении степени точности необходимо учесть ограничение по окружной скорости колес. Передачи восьмой степени точности могут эксплуатироваться при скорости V не более 6 м/с - для прямозубых колес и не более 10 м/с -для косозубых. Передачи седьмой степени точности при скорости V не более 10 м/с - для прямозубых колес и не более 20 м/с - для косозубых.
2.1.2 Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев
Определяем расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа:
, где
Ze - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес:
Для стальных материалов, при Е = 2,1 · 105 МПа и υ = 0,3, ZE = 190;
Zh - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (влияние радиусов кривизны поверхностей) и переход от нормальной силы на начальном цилиндре к окружной на делительном):
Zh=
,
Zh = 2,5 при β = 0 и Х1 = Х2 = 0
Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
Zε=
при β=0 и εβ=0, Zε=
;
Zε=
при β
0 и εβ<1;
Ft - окружная сила на делительном цилиндре в окружном сечении:
Ft = 2000·Т1/d1 = 2000·323,12/112,5 = 5744,4 Н;
КН- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям:
КН = КНβ · КА · КНV · КНα , где
КА - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (неучтенную в циклограмме нагружения). КА = 1, т.к. в заданиях на курсовое проектирование привода мощность на выходном валу привода задана с учетом динамической составляющей внешней нагрузки;
КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Для цилиндрических передач определяют по таблице 2.3 /8/, при фактическом значении ψbd=bw/dw1
Ψbd = 0,7225, тогда КНβ = 1,05 – (0,8 – 0,7225)·0,02/0,2 = 1,04225;
КНα -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. КНα= 1 для прямозубых передач. Для косозубых передач при учебном проектировании можно принять КНα ≈ 1,35;
Khv- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
, где
WHV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:
,где
δН - коэффициент, учитывающий влияние твердости поверхностей зубьев и вида зубчатой передачи, определяют по таблице 2.5 /8/:
δН = 0,06 для прямозубой передачи и твердости зубьев < 350 НВ;
δН = 0,02 для косозубой передачи и твердости зубьев < 350 НВ;
go - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса, определяют по таблице 2.6 /8/:
go = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;
go = 6,1 для 8 степени точности и модуле 3,55…10;
go = 4,7 для 7 степени точности и модуле < 3,55;
go = 5,3 для 7 степени точности и модуле 3,55…10;
,
,
КН = 1,082 · 1 · 1,04225· 1 = 1,13
Уточняем коэффициенты Zr, Zx, Zv, которые при проектировочном задавались приближенно и определяем уточненное значение расчетного допускаемого контактного напряжения, МПа:
В редукторах общего назначения параметр шероховатости боковых поверхностей зубьев рекомендуется назначать: Ra < 3,2 мкм при 8 степени точности передачи и Ra < 1,6 мкм при 7 степени, принимаем Ra = 3,2:
ZR = 0,90 при Ra св. 2,5 до 10.0 мкм;
ZX = 1 - при d<700мм;
ZV =1 - при V<5м/с;
Проверяют сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости
σн ≤1,05·[σн]РУТ, 432,2 < 488,25 - условие выполняется.
Похожие работы
... Для шестерни: Для колеса: Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1]) = 0.45(481+428)=410 МПа. 2.2 Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора. 2.2.1 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1]) , мм где: Ка – для косозубых колес Ка = 43; u1 – передаточное отношение первой ступени; Т2 – крутящий момент второго ...
... работы активно используется знания из ряда пройденных предметов : механики, сопротивления материалов ,технологий металлов и др. Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью, использующие большинство деталей и узлов общего назначения. 1 Кинематический расчет 1.1 Находим момент на тихоходной ступени: РВЫХ = Тw; ...
... Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые неточности сборки. Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75. Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93. Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 250 Частота ...
... 9.33 91.65 5 0.9653 3 194.6 20.37 9.01 442.31 3.395 0.92 4 57 5.97 8.25 1374.4 Проверка : - Условие выполняется2 Расчет передач 2.1 Расчет цилиндрических зубчатых передач 2.1. 1 Определение допускаемых напряжений По условию задания материал ...
0 комментариев