Проверочный расчет передачи

2.7 Проверочный расчет передачи

1.         Силы в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметре колеса (с. 23 [2]):

(2.9)

где =0,857·=мм

Н

Находим осевую силу на шестерне по формуле (с. 23 [2]):

(2.10)

где - коэффициент учитывающий направление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем по формуле (с. 23 [2]):

(2.11)

 Н

Находим осевую силу на шестерне по формуле (с. 23 [2]):

(2.12)

где - коэффициент учитывающий направление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем по формуле (с. 23 [2]):

(2.13)

 Н

Напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле (с. 23 [2]):

 (2.14)

где - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (с.16 [2]), =1,1;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (с.16 [2]),

=1,44;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,92;

b - ширина колеса, мм;

- торцовый модуль передачи, мм;

F_t – окружная сила, Н;

- коэффициент вида конических колес, =1(с. 20[2]).

МПа

Напряжение изгиба в зубьях шестерни определим по формуле (с. 23 [2]):

(2.15)

где - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,92;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,65;

- напряжение изгиба на колесе, МПа.

МПа

Так как [σ]_F1=370 МПа, [σ]_F2=370 МПа и σ_F1=277,688 МПа, σ_F2=298,23 МПа, что удовлетворяет условию [σ]_F1 σ_F1 , [σ]_F2 σ_F2 , то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям по формуле (с.26 [2]):

 (2.16)

где  -коэффициенты учитывающие распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, =1,45(с.26 [2]);

- коэффициент вида конических колес, =1,3 (с. 26[2]).

 МПа

Определяем, погрешность

% (2.17)

%=1,8%

Колеса перегружено на 1,8%.

2.8 Вывод

При определении погрешности передаточного числа, получили Δi= 1,2% , что позволяет сделать вывод- передаточное число выбрано, верно.

Так как [σ]_F1=370 МПа, [σ]_F2=370 МПа и σ_F1=277,688 МПа, σ_F2=298,23 МПа, что удовлетворяет условию [σ]_F1 σ_F1 , [σ]_F2 σ_F2, то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

В результате расчетов определили, что 1,8% перегрузки. Это величина не превышает допустимого значения (5 % перегрузки и 10 % недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.

3 Расчет промежуточной прямозубой цилиндрической зубчатой передачи 3.1 Задача

Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.

3.2 Расчетная схема Рисунок 2.1 – Расчетная схема зацепления колес   3.3 Данные для расчета

Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.

Таблица 3.1 - силовые и скоростные параметры для расчета промежуточной передачи

/Параметр	Р, кВт	Т, Н·м	ω, с-1	n, об/мин	i
2 вал	6,576	54,2	121,4	1160	4,24
3 вал	6,312	220,1	28,68	274

3.4 Условие расчета

Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.

3.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1].Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т.О.).

Рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20—30 единиц Бринеля выше, чем колеса.

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);

колесо—улучшение: НВ 280;

шестерня—улучшение: НВ 250.

Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле (3.9 [1])

, МПа (3.1)

где σ_нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (таблица 3.2 [1])

σ_нlimb=2НВ+70 (3.2)

для колеса σ_н1limb=2·280+70=630н/мм²;

для шестерни _σ_н2limb=2·250+70=570 н/мм².

- коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают = 1

[п]_Н — коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают [п]_Н = 1,1—1,2, принимаем [п]_Н = 1,15

[σ]_н1= МПа

[σ]_н2=Мпа

Принимаем наименьшее значение [σ]_н =495,65 Мпа

Допускаемые напряжения на изгиб определяем по формуле

[σ]_Fa=1,03·HB (3.3)

[σ]_F1=1,03·280=288,4 МПа

[σ]_F2=1,03·250=257,5 МПа

3.6 Проектный расчет передачи

Важнейшим геометрическим параметром редуктора является межосевое расстояние, которое необходимо для определения геометрических параметров колес.

1. Определяем межосевое расстояние по формуле (с.11 [2]) :

(3.4)

- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =43, для прямозубых — =49,5;

- передаточное число промежуточной передачи;

Т₂ - вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев  = 1(см. 3.1, п. 1 [1]);

-коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор (с. 13 [2]).

-допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2.

=49,5·(4,24+1)·=142,6 мм

Полученное значение межосевого расстояния  округляют в большую сторону до стандартного по СТ СЭВ 310-76 : 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 315 мм. Принимаем =140 мм.

2. Выбирают модуль в интервале m=(0,01÷0,02)  , по СТ СЭВ 310—76 (в мм)

m=(0,01÷0,02) ·100=(1÷2)мм

Модуль принимаем из стандартного ряда (с.30 [1]) m=2мм

3. Определяем суммарное число зубьев данной передачи по формуле (с.13 [2]) :

Z_Σ= (3.5)

где - межосевое расстояние, мм;

m –модуль передачи, мм;

Z_Σ=

Находим число зубьев на шестерни по формуле (с.14 [2]) :

Z₁= (3.6)

где - передаточное число промежуточной передачи.

Z₁=

Число зубьев на колесе находится по формуле (с.14 [2]) :

Z₂ =Z_Σ - Z₁ (3.7)

где Z₁ – число зубьев шестерни.

Z₂ =140-27=113

4. определяем фактическое передаточное число по формуле (с.18 [2]) :

(3.8)

где Z₂ – число зубьев колеса.

Погрешность при выборе передаточного числа определяем по формуле (с.18 [2]) :

Δi=% (3.9)

Δi =%=1,4%

Погрешность составляет всего 1,4% , что позволяет сделать вывод, что передаточное число выбрано верно.