Проверочный расчет зубчатых передач

2.4 Проверочный расчет зубчатых передач

Выполняем проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям.

, (2.4.1)

где Е_пр – приведённый модуль упругости (определён - см. формулу(1.6^а)),

Т₃ – крутящий момент на промежуточном 3-м валу(Н^.мм),

α_W – угол зацепления.

Предварительно определяем коэффициент расчётной нагрузки при расчётах по контактным напряжениям:

К_н=К_{н β}^.К_нυ, (2.4.2)

где К_нβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчёте по контактным напряжениям,

К_нυ – коэффициент динамической нагрузки при расчёте по контактным напряжениям.

Окружную скорость определяем по формуле:

 υ=(π ^. d₂ ^. n)/60=(3,14∙242,5∙57,3)/60=727 мм/c=0,73 м/с,

где d₂ – делительный диаметр колеса (мм),

n – частота вращения выходного 4-го вала.

По таблице (8.2 М.Н. Иванов ”Детали машин”) назначаем 9-ю степень точности. По таблице (8.3 М.Н. Иванов ”Детали машин”) К_нυ=1,01. Ранее было найдено К_нβ=1,07. При этом по формуле (2.4.2): К_н=1,01 ^.1,07=1,08.

По формуле (2.4.1), учитывая, что для нашего примера α_W=20⁰ ,:

σ_н=563,8 МПа<[σ_н]=584,7 МПа.

Выполняем проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

, (2.4.3)

где Y_F – коэффициент формы зуба,

F_t – окружная сила,

К_F – коэффициент расчётной нагрузки при расчётах по контактным напряжениям,

b_W – ширина зубчатого венца,

m – модуль.

По графику (рис.8.20 М.Н. Иванов ”Детали машин”) при х=0 находим:

для шестерни (z=31) Y_F=3,83;

для колеса (z=97) Y_F=3,75.

Предварительно определяем коэффициент расчётной нагрузки при расчётах по контактным напряжениям:

К_F=К_{F β}^.К_Fυ, (2.4.4)

где К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчёте напряжениям изгиба,

К_Fυ – коэффициент динамической нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба.

Расчёт выполняем по тому колесу пары, у которого меньше отношение . В нашем случае для шестерни это отношение равно [σ_F]/3.83, а для колеса - [σ_F]/3.75. Поэтому расчёт выполняем по колесу.

По графику (рис.8.15 [3]) К_Fβ=1,15. По таблице (8.3 [3]) К_Fυ=1,04. Отсюда по формуле (2.4.4): К_F=1,15 ^.1,04=1,2.

Далее определяем окружную силу F_t=2∙T₃/d₁= (2∙188,8∙10³)/77,5=4872,3 (Н), где Т₃ – крутящий момент на промежуточном 3-м валу(Н ^. мм),

d₁ – делительный диаметр шестерни.

Отсюда по формуле(2.4.3) получаем: σ_F=140(МПа) < [σ_F]=554 (МПа).

Выполняем проверочный расчёт на заданную перегрузку (Т_п/Т_max=2,5 по таблице 0.1[3]):

(2.4.5)

σ_Hmax = 891,4(МПа) < [σ_H]_max =1540 (МПа).

(2.4.6)

σ_Fmax = 221,4 (МПа) < [σ_F]_max =822 (МПа).

Условия прочности выполняются.

2.5 Результаты расчетов напряжений, геометрических параметров выходной ступени с использованием автоматизированных систем расчета «АРМ» и «Восход»

Результаты автоматизированного расчёта выходной ступени в системе APM WinMachine даны в рис.2- 6.

рис. 2 Ввод основных данных для расчёта выходной ступени

рис. 3 Ввод дополнительных данных для расчёта выходной ступени

рис. 4 Основные геометрические параметры выходной ступени

рис. 5 Параметры материалов выходной ступени

рис. 6 Силы в зацеплении в выходной ступени

Автоматизированный расчёт выходной ступени в системе «ВОСХОД».

Основные результаты расчета

Допускаемые напряжения:

Контактные ....................... 612 мпа

Изгибные для шестеpни ............ 285 мпа

Изгибные для колеса .............. 280 мпа

Допуск. Напряжения при перегрузке:

Контактные ....................... 2380 мпа

Изгибные для шестерни ........... 1430 мпа

Изгибные для колеса ............. 822 мпа

Рабочие напряжения:

Контактные ...................... 522 мпа

Изгибные для шестерни ........... 148 мпа

Изгибные для колеса ............. 154 мпа

Рабочие напряжения при перегрузке:

Максим.контактные напряжение ... 738 мпа

Максим.изгибные напряж.шестерни . 295 мпа

Максим.изгибные напряж.колеса ... 307 мпа

Геометрия передачи

Нормальный (средний) модуль .... 2.5000 мм

Число зубьев шестерни ......... 31

Число зубьев колеса .......... 97

Действит.передаточное число ... 3.129

Расчетная ширина колес ....... 64.0 мм

Угол наклона зуба ............ 0.000 град

Коэф.смещения шестерни ......... 0.000

Коэф. Смещения колеса ......... 0.000

Делительный диаметр шестерни 77.5000 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни 82.5000 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни 71.2500 мм

Делительный диаметр колеса 242.5000 мм

Диаметр вершин зубьев колеса 247.5000 мм

Диаметр впадин зубьев колеса 236.2500 мм

Межосевое расстояние 160.0000 мм

Ширина зубчатого венца шестерни 70.0000 мм

Ширина зубчатого венца колеса 64.0000 мм

Расчетная степень точности 9

Для сравнения полученных результатов расчёта напряжений, геометрических параметров выходной ступени ручным и автоматизированным вариантом, воспользуемся таблицей 3.

Таблица 3. Сравнительный анализ полученных результатов расчёта напряжений, геометрических параметров выходной ступени.

Как видно из таблицы, значительных расхождений расчётных величин нет. Наибольший разброс значений наблюдается между данными, рассчитанными вручную или в «Восходе», и полученными в APM величинами (относительная погрешность до 10%). Различия в рассчитанных напряжениях, я думаю, появились из-за использования различных таблиц соотношений параметров материалов. К тому же APM и «Восход» не полностью учитывают особенности распределения нагрузки во времени, вид которой нельзя передать этим программам.

Похожие работы

Разработка цепной передачи для механического привода ленточного транспортера

Скачать

16133

0

5

... зубчатой с шарниром скольжения  (16) где ν - число рядов роликовой или втулочной цепи; φt=B/t - коэффициент ширины цепи; для зубчатых цепей φt=2…8. 7. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА 1. Учитывая небольшую передаваемую мощность N1 при средней угловой скорости малой звездочки, принимаем для передачи однорядную роликовую цепь. 2. ...

Привод ленточного транспортера

Скачать

40894

2

5

военной быстроходной ступенью. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ Проектный расчет. 1. Выбор сечения ремня.Выбираем клиновый ремень узкого сечения УО d1 = 63…100 мм (по номограмме 5.3.). 2. Диаметр ведущего шкива. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива: d1min = 63 мм. Расчетный диаметр ведущего шкива: d1 = 71 мм. 3. Диаметр ведомого шкива. d2 = d1*u*(1-ε) = 71*2*(1- 0,015) = 140 ...

Оценка технического уровня производства Пружанского лесхоза и разработка мероприятий по его повышению

Скачать

173196

38

6

... выдачи лесоматериалов ЛТ-79А. Внедрение станка по переработке отходов ZRN-51. Далее проведен расчет предложенных мероприятий по повышению технического уровня производства в Пружанском лесхозе по описанной выше методике. Затраты на приобретение трелевочного трактора ТТР-401 представляют собой его балансовую стоимость, которая складывается из оптовой цены трактора и затрат на доставку и равна ...

Разработка поточных технологических линий обслуживания животных для ферм крупного рогатого скота

Скачать

66021

20

3

... обоснование производственных процессов по доставке и раздаче кормов, сбору и обработке продукции, уборке и транспортировке навоза, созданию микроклимата, ухода за животными Для получения конечной продукции на животноводческой ферме крупного рогатого скота необходимо осуществить следующие процессы: кормление животных; поение; доение; уборка навоза; создание микроклимата; уход за животными ...