- •Кафедра «Основы конструирования машин»
- •Расчет зубчатой цилиндрической передачи с прямыми зубьями.
- •1. Выбор материалов.
- •2. Определение допускаемых напряжений.
- •2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.
- •2.2 Допускаемое напряжение при расчете на сопротивление усталости при изгибе.
- •Проектировочный расчет зубчатой цилиндрической передачи.
- •Расчет сил, действующих в зацеплении.
- •Проверочный расчет.
- •3.1 Условие прочности для шестерни.
- •Расчет поликлиновой ременной передачи.
2. Определение допускаемых напряжений.
2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.
1. Число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи.
NHE1 = 60 * tч * n1 = 60 * 104 * 950 = 570 * 106;
NHE2 = NHE1 / u = 570 * 106 / 2,06 = 276,7 * 106.
2. Базовое число циклов.
NH0 = 6,8 * 107.
3. Коэффициенты долговечности.
KHL1(2) = 6NH01(2)/NHE1(2)
Т.к. NHE1(2)> NH0 KHL1(2) = 1
4. Пределы контактной выносливости.
Hlim = 1,7 * HHRC + 200 = 1,7 * 47,5 + 200 = 1007,5 МПа
5. Коэффициент.
SH1(2) = 1,1.
6. Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.
[]H1(2) = Hlim * KHL1(2) * zR * zv / SH1(2)
zR = zv = 1
[]H1 = 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа
[]H2 = 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа
7. Расчетное допускаемое напряжение
[]H = []H1 = []H2 = 915,9 Мпа
2.2 Допускаемое напряжение при расчете на сопротивление усталости при изгибе.
1. Пределы выносливости при изгибе.
Flim = (500 + 550) / 2 = 525 МПа
2. Наработки и базовое число циклов
NFE1 = NHE1 = 570 * 106
NFE2 = NHE2 = 276,7 * 106
NF0 = 4 * 106
3. Коэффициент запаса
SF1(2) = 1,7
4. Коэффициент долговечности
NFE1 > NF0; NFE2 > NF0 => KFL = 1.
5. Допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса.
[]F1(2) = Flim * YR * Yz * Y * Y * KFC * KFL / SF1(2)
[]F1 = 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 Мпа
[]F2 = 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 МПа
[]F = 308,8 МПа
Проектировочный расчет зубчатой цилиндрической передачи.
1) Определение диаметра шестерни, исходя из контактной выносливости зубьев.
dH1= Kd 3T1*KH*(u+1)/(u*bd*[]2H )
Kd вспомогательный коэффициент для стали
Kd = 770 МПа1/3 – для прямозубой передачи
bd = 7…8/z1 = 8/25 = 0,32
KH - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, выбирается по таблице, в зависимости от критериев:
- значение bd
- H1(2) – твердости зубьев
- Расположение шестерни относительно опор
- Относительная жесткость вала
KH = 1,12
dH1 = 770*3 37,86*1,12*(2,08+1)/(2,08*0,32*(915,9)2) = 47,44 мм
2) Определение расчетного модуля, исходя из контактной выносливости.
mH = (dH1/z1) cos = 47,44/25 * cos 0 = 1,89
3) Определение расчетного модуля, исходя из изгибной выносливости зубьев шестерни
mF = Km * 3T1* KF*YF1/(bd*z12* []F)
Km = 13,8 – для прямых зубьев
YF1 – коэффициент формы зуба, выбирается по таблице, в зависимости от эквивалентного числа зубьев
YF1 = 3,9
KF выбирается так же, как и KH и равен KF = 1,2
mF = 13,8*337,86*1,2*3,9/(0,32*252*308,8)= 1,96
4) Больший из двух модулей округляем по стандартному ряду.
m = 2
5) Определение геометрических параметров передачи.
5.1 Межосевое расстояние
a = m*(z1+z2)/(2*cos)= 2*(25+52)/2= 77 мм
5.2 Делительный диаметр
d1(2) = m*z1(2)/ cos
d1 = 2 * 25 = 50 мм
d2 = 2 * 52 = 104 мм
5.3 Ширина зубчатого венца
b2 = d1 * bd = 0,32*50 = 16 мм
b1 = 20 мм
5.4 Диаметр вершин
da1(2) = d1(2) + 2*m
da1 = 50+4 = 54 мм
da2 = 104+4 = 108 мм
5.5 Диаметр впадин
df1(2)= d1(2) – 2,5 * m
df1 = 50 - 5 = 45 мм
df2 = 104 – 5 = 99 мм
№ |
параметр |
Обозн. |
Шестерня |
Колесо |
1 |
Модуль |
m |
2 | |
2 |
Угол наклона зубьев |
b |
0 | |
3 |
Межосевое расстояние |
aw |
77 | |
4 |
Ширина зубчатого венца |
b |
20 |
16 |
5 |
Число зубьев |
z |
25 |
52 |
6 |
Делительный диаметр |
d |
50 |
104 |
7 |
Диаметр вершин |
da |
54 |
108 |
8 |
Диаметр впадин |
df |
45 |
99 |