Индивидуальные и групповые автопоилки: для животных. Схемы и конструкции...
Своеобразие русской архитектуры: Основной материал – дерево – быстрота постройки, но недолговечность и необходимость деления...
Топ:
Основы обеспечения единства измерений: Обеспечение единства измерений - деятельность метрологических служб, направленная на достижение...
Когда производится ограждение поезда, остановившегося на перегоне: Во всех случаях немедленно должно быть ограждено место препятствия для движения поездов на смежном пути двухпутного...
Интересное:
Инженерная защита территорий, зданий и сооружений от опасных геологических процессов: Изучение оползневых явлений, оценка устойчивости склонов и проектирование противооползневых сооружений — актуальнейшие задачи, стоящие перед отечественными...
Финансовый рынок и его значение в управлении денежными потоками на современном этапе: любому предприятию для расширения производства и увеличения прибыли нужны...
Подходы к решению темы фильма: Существует три основных типа исторического фильма, имеющих между собой много общего...
Дисциплины:
2017-07-01 | 105 |
5.00
из
|
Заказать работу |
|
|
2.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допустимых напряжений
Так как к габариту и весу не предъявляются особые требования, то для колес и шестерен выбираем наиболее распространенную сталь 40Х. Термообработка: для колес обоих
ступеней и шестерни первой ступени назначаем улучшение, а зубья шестерни
тихоходной ступени закаляем токами высокой частоты.
Твердость колес обеих ступеней и шестерни первой ступени: 240НВ, а твердость зубьев
шестерни второй ступени 50HRC.
Допускаемые контактные напряжения по таблице 8.9 (2) для колес обеих ступеней и
шестерни первой ступени предел контактной выносливости:
(2.1)
Для шестерни второй ступени:
(2.2)
Коэффициент безопасности по таблице 8.9 (2):
для первой ступени Sн = 1,1;
для второй ступени Sн = 1,2.
Число циклов напряжений для колеса второй ступени определяется по формуле:
(2.3)
где с = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
- отношение соответствующего момента цикла к максимальному из моментов,
берем из графика нагрузки;
ti – срок службы передачи, находим из формулы:
(2.4)
где Ч =Ксут. 24 = 7 – количество часов работы в день;
Д – количество дней в году;
Р – количество лет работы передачи.
Подставляя получаем:
ti = 7 * 182,5 * 5 =6387,5 (ч).
ni =const = 31 (об/мин) – частота оборотов вала второй ступени;
Подставим значения в формулу (2.3):
По графику рис. 8.40 (2) базовое число циклов Nно = 1.1. 107
Находим коэффициент долговечности:
> 1 (2.5)
Подставляя численные значения получим:
Принимаем Кне = 1, т.к. Кне
Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом и для них
NHE>NHO. При этом для всех колес передачи KHE =1.
Допустимые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому, по формуле:
|
(2.6)
Для колеса первой ступени по той же формуле:
Для шестерни первой ступени допускаемое контактное напряжение такие же как и у ко
леса . Принимаем для первой ступени
Допускаемые напряжения изгиба.
По таблице 8.9 для колес обоих ступеней и для шестерни первой ступени по формуле
находим предел выносливости зубьев:
(2.7)
Для шестерни второй тихоходной ступени .
Эквивалентное число циклов определяем по аналогичной формуле (2.3): NFE = 4655995
Определяем коэффициент долговечности
(2.8)
Рекомендуется принимать NFO= 4. 106 для всех сталей.
Подставляя значения получаем:
< 1
По рекомендации выбираем KFL=1.
В нашем случае нагрузка односторонняя, поэтому коэффициент, учитывающий влияние
двухстороннего приложения нагрузки KFL применяем равным 1.
По таблице 8.9 (2) принимаем коэффициент безопасности SF = 1.75.
Находим допустимые напряжения изгиба по формуле:
(2.9)
Для колес обеих ступеней и для шестерни первой ступени подставляя значения в формулу(2.9) получим:
.
Для шестерни тихоходной ступени:
По таблице 8.9(2) находим предельные контактные напряжения:
для колес обоих ступеней и шестерни первой ступени:
;
для шестерни второй ступени:
.
Предельные напряжения изгиба для колес обеих ступеней и шестерни первой ступени:
Для шестерни второй ступени:
.
Значения допустимых предельных напряжений заносим в таблицу 2.1.1
Таблица 2.1.1
Допускаемые и предельные напряжения
Ступень | Параметр | |||
Мпа | Мпа | МПа | МПа | |
2.2 Проектировочный расчет зубчатых передач
В начале рассматриваем вторую прямозубую пару как более нагруженную и в основном
определяющую габариты редуктора.
Из таблицы 8.4(2) для симметричного колеса, относительно межосевого расстояния
. Находим коэффициент ширины шестерни относительно диаметра по формуле:
, (2.10)
где U2 – передаточное отношение второй ступени, по рекомендации (рис. 8.38) принимаем
|
U2' = 3.15, тогда:
.
Найденное значение согласно таблице 8.4(2). По графику рис.8.15(2)
находим коэффициент концентрации нагрузки .
Принимая, значения модуля упругости для материала колес Е1=2,1*105МПа и значения
модуля упругости для материала шестерен Е2=7,1*105Мпа, находим приведенный модуль упругости по формуле:
(2.11)
Находим предварительное межосевое расстояние по формуле:
(2.12)
где Т3 = 2800 (Н*м) - крутящий момент на выходном валу (таблица 1).
Подставляя значения формулу, получим:
Округляя по ряду Ra 40 до а2=355 мм, находим предварительную ширину колеса по
формуле:
= 0,4*355 = 102(мм) (2.13)
По таблице 8.5 (2) принимаем и находим значение модуля по формуле:
(2.14)
По таблице 8.1 (2) назначаем mn= 2,5 (мм),
Определяем суммарное число зубьев:
(2.15)
Число зубьев шестерни:
(2.16)
Принимаем Z1 = 68 > Zmin = 17.
Число зубьев колеса определяем по формуле:
= 284 – 68 = 216 (2.17)
Фактическое передаточное число:
(2.18)
При этом для первой ступени
. (2.19)
Делительные диаметры шестерни и колеса:
d1 = Z1mn =62. 2,5 = 155мм; (2.20)
d2 = Z2mn =222. 2,5 = 555мм (2.21)
Рассчитываем первую косозубую ступень.
В виду соосности редуктора а1 = а2 = 355мм. Находим диаметры шестерни и колеса по следующим формулам:
(2.22)
(2.23)
Находим по формуле:
(2.24)
где Кнв = 1 – коэффициент концентрации нагрузки.
Т'2 –крутящий момент на промежуточном валу
Подставляя значения в 2.24 получаем:
Находим ширину колеса по формуле
(2.26)
При этом , что не превышает допустимых максимальных значений
(см. табл.8.4).
По таблице 8.5 (2) принимаем и находим модуль колеса по формуле:
(2.27)
По таблице 8.1(2) и формуле 8.15(2) назначаем mn = 1.5 мм.
Выполняя рекомендации ß8.7 (2) принимаем коэффициент осевого перекрытия
и находим угол наклона зубьев по формуле
(2.28)
Отсюда в рекомендуемых пределах (см. § 8.7 (2)).
Находим число зубьев шестерни и колеса:
(2.29)
(2.29`)
Фактическое передаточное число первой ступени находим как
(2.30)
Фактическое передаточное отношение редуктора:
U = U1 * U2 = 3,35 * 3.58 = 11,99 (2.31)
Отклонение от заданного , где допустимое
Уточняем значение по межосевому расстоянию:
(2.32)
Отсюда
2.3 Проектировочный расчет валов
Этот расчет сводится к определению диаметров валов привода исходя из полученных
значений крутящих моментов.
Расчет ведем по формуле:
, (2.33)
где Т- значения крутящих моментов
|
- допустимое касательное напряжение. Принимаем , тогда получим
следующие значения:
Вал двигателя:
Входной вал редуктора:
Промежуточный вал:
Выходной вал:
Приводной вал:
.
|
|
Организация стока поверхностных вод: Наибольшее количество влаги на земном шаре испаряется с поверхности морей и океанов (88‰)...
История развития хранилищ для нефти: Первые склады нефти появились в XVII веке. Они представляли собой землянные ямы-амбара глубиной 4…5 м...
Состав сооружений: решетки и песколовки: Решетки – это первое устройство в схеме очистных сооружений. Они представляют...
История развития пистолетов-пулеметов: Предпосылкой для возникновения пистолетов-пулеметов послужила давняя тенденция тяготения винтовок...
© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!