Расчёт цилиндрической зубчатой передачи
Дипломная работа - Физика
Другие дипломы по предмету Физика
im2=1,75?248,5=434,875 МПа.N - коэффициент долговечности,
N= , при условии 1?YN?Ynmax,
где для колёс из улучшенной стали= 6 и YNmax=4.FG =4?106 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.FE - эквивалентное число циклов, соответствующее назначенному ресурсу,
FE=?F?Nk.
?F - коэффициент эквивалентности; для среднего равновероятностного режима и показателя q= 6 : ?F=0,143.FE1=0,143?165564000=23675652;FE2=0,143?41391000=5918913;
т.к.NFE1 и NFE2>NFG, то принимаем NFE1 и NFE2 равным NFG, тогда YN1= YN2=1.R= 1,1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости перехода поверхности между зубьями.
При шлифовании и полировании поверхностей для улучшенных сталей принимаем:A = 1 - коэффициент, учитывающий влияние реверса при приложении односторонней нагрузки;F=1,7 - коэффициент запаса прочности для колёс из улучшенной стали;
шестерня: [?]F1==281,3897059 МПа;
колесо: [?]F2==281,3897059 МПа.
Допускаемое напряжение принимаем равным целой части допускаемого напряжения шестерни и колеса: [?]F=281 МПа.
2.4 Межосевое расстояние
Определяем предварительное значение межосевого расстояния:
w=K?(u+1)?;
Т2 - вращающий момент на валу колеса;- передаточное число зубчатой передачи;=10 для Н1 иН2?350w=10?(4+1)?=163,37822 мм.
Окружная скорость:
===1,231845638 м/с.
Назначаем 8 степень точности передачи, уточняем, что передача - прямозубая.
Уточняем найденное межосевое расстояние:
aw=Ka?(u+1)?;
a=450 - коэффициент межосевого расстояния для прямозубой передачи;
?ba - коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния.
Принимаем: ?ba =0,4 при симметричном расположении колёс.
KH=KHv?KH??KH?
- коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность;Hv - коэффициент , учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
при v=1,231845638 м/с, степени точности 8, твёрдости на поверхности зубьев НВ?350 по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с : KHv=1,03 при v=3м/с : KHv=1,09;Hv=1,03+=1,036955369;
KH?=1+(-1)?KHw,
где: - коэффициент неравномерности распределения нагрузки, находится в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца зубчатого колеса относительно диаметра шестерни ?bd, схемы передачи и твёрдости поверхности зубьев.
Принимаем ориентировочно: ?bd =0,5??ba?(u+1)=0,5?0,4?(u+1)=1;
по таблице находим: =1,02;Hw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, при окружной скорости v по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с KHw=0.45; при v=3м/с KHw=0.46Hw=0.45+=0,451159228;H?=1+(1,02-1)? 0,451159228= 1,009023185.
H?=1+(-1)*KHw
коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями в шаге зацепления и направления зуба;
при nст=8 степени точности по нормам плавности для прямозубых передач:
=1+0,06?(8-5)=1,18;H?=1+(1,18-1)? 0,451159228= 1,081208661.H=1,036955369?1,081208661?1,009023185=1,131281606
aw=450?(4+1)?=161,8224477 мм.
Округляем межосевое расстояние до ближайшего стандартного значения:w=160 мм.
.5 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
2=2?aw? =2?160?=256 мм.
Ширина:
2=aw*?ba=160?0,4=64 мм.
Округляем до ближайшего стандартного значения: b2=63 мм.
.6 Модуль передачи
Из условия не подрезания зубьев:max=2? =2?=3,764705882 мм.
из условия прочности зуба на изгиб:
mmin= ;
Km = 3400 - коэффициент модуля для прямозубых передач.
F=KFv?KF??KF?
коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгибаFv- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками зацепления.
При 8 степени точности по нормам плавности для прямозубых передач и окружной скорости v=1,231845638 м/с по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с KFv=1.1; при v=3м/с KFv=1.3Fv=1.1+= 1,123184564;F?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:F?=0,18+0,82?=0,18+0,82?1,02=1,0164.F?- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями:F?=KH?= 1,081208661;
KF=1,0164?1,123184564?1,081208661= 1,234312987.
mmin= =1,033807852;
Принимаем значение модуля из стандартного ряда: m=2 мм.
2.7 Cуммарное число зубьев и угол наклона
Суммарное число зубьев для прямозубой передачи c учётом того, что угол наклона зубьев в прямозубой передаче ?=0 и :
zs===160
2.8 Число зубьев шестерни и колеса
Шестерня:
1===32;
колесо:
2-zs-z1=160-32=28.
.9 Фактическое передаточное число
ф===4;
отклонение - 0%.
.10 Диаметры колёс
Делительные диаметры:
шестерни:
1=z1?m=32?2=64мм;
колеса:
2=z2*m=128?2=256 мм;
Диаметры вершин и впадин зубьев: шестерни:
da1=d1+2?m=64+2?2=68 мм;
df1=d1-2,5?m=64-2.5?2=59 мм;
колеса:
da2=d2+2?m=256+2?2=262 мм;
df1=d1-2,5?m=256-2.5*2=251 мм.
.11 Размеры заготовок
по таблице определяем предельные значения Dпр, Sпр для стали 40ХН:
шестерня: Dпр1=200 мм, Sпр1=125 мм
колесо - Dпр2=315 мм, Sпр2=200 мм.
Шестерня:
заг1=da1+6=68+6=74 мм,< Dпр1;
колесо:
заг2=da2+6=256+6=262 мм,< Dпр2.заг=b2+4=63+4=67 мм.
Т. к. диаметры заготовок меньше предельных диаметров как для шестерни, так и для колеса, то принимается схема, показанная ниже:
2.12 Проверка зубьев по контактным напряжениям
Расчётное значение:
?H= ?[?]Н;
для прямозубых передач: Zв=9600;
?H== 530,9548334 МПа, > [?]H=515МПа;
=1,030980259;
?Н удовлетворяет условию: 0,8?p>