- Автоматизация
- Антропология
- Археология
- Архитектура
- Биология
- Ботаника
- Бухгалтерия
- Военная наука
- Генетика
- География
- Геология
- Демография
- Деревообработка
- Журналистика
- Зоология
- Изобретательство
- Информатика
- Искусство
- История
- Кинематография
- Компьютеризация
- Косметика
- Кулинария
- Культура
- Лексикология
- Лингвистика
- Литература
- Логика
- Маркетинг
- Математика
- Материаловедение
- Медицина
- Менеджмент
- Металлургия
- Метрология
- Механика
- Музыка
- Науковедение
- Образование
- Охрана Труда
- Педагогика
- Полиграфия
- Политология
- Право
- Предпринимательство
- Приборостроение
- Программирование
- Производство
- Промышленность
- Психология
- Радиосвязь
- Религия
- Риторика
- Социология
- Спорт
- Стандартизация
- Статистика
- Строительство
- Технологии
- Торговля
- Транспорт
- Фармакология
- Физика
- Физиология
- Философия
- Финансы
- Химия
- Хозяйство
- Черчение
- Экология
- Экономика
- Электроника
- Электротехника
- Энергетика
Здравствуйте уважаемые студенты!
Урок 5-6, 7-8
Здравствуйте уважаемые студенты!
Тема урока: Расчет зубчатых колес редуктора
Цель урока. Выполнить расчет зубчатого зацепления вашего редуктора.
Даю пример расчетазубчатых колес.
Могу только пожелать, делайте внимательнее расчеты по арифметике. В основном ошибки как раз там, где арифметические расчеты. Внимательнее считайте межосевое расстояние. Если не будет сходиться проверка, вопросы можно будет задать при встрече. На следующей неделе вас вызовут в колледж. Я буду на вашем собрании. И еще, если проблема, как взять коэффициенты, то берите такие же, как у меня.
2 Расчет зубчатых колес редуктора
2.1.Выбор материала зубчатой пары:
Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, то мы проектируем редуктор общего назначения. Выбираем материал для зубчатой передачи со средними механическими характеристиками:
Для шестерни:
Сталь 40х, термообработка – улучшение. В примере книги взята марка стали Ст5, берите или как в книге , или как у меня. Смелее и внимательнее!
НВ2 = 200 табл. 3.3 [2]
Для колеса:
Сталь 40х, термообработка – улучшение
НВ2 = 200 табл. 3.3 [2] т.е. на 50-80 единиц меньше, чем для шестерни.
2.2.Определяем допускаемое контактное напряжение.
σн * λimв. * Кнl
[σн] = ──────── (4)
[Sн]
σн * λimв. – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
σн * λimв. = 2НВ + 70; табл. 3.2 [2]
Кнl – коэффициент долговечности, принимаем Кнl = 1 при длительной работе.
[Sн] – коэффициент безопасности, принимаем [Sн] = 1,1
допускаемое напряжение определяем отдельно для материала шестерни и колеса.
1. Для материала шестерни:
(2НВ1 + 70) * Кнl (2 * 270 + 70) * 1
[σн]1 = ─────────── = ─────────── = 554 МПа
[Sн] 1,1
2. Для материала колеса:
(2НВ2 + 70) * Кнl (2 * 200 + 70) * 1
[σн]2 = ─────────── = ─────────── = 427 МПа
[Sн] 1,1
Т.к. у нас передача прямозубая за допускаемое расчетное напряжение, принимаем напряжение на колесе оно меньше, чем на шестерне: [σн] = [σн]2 = 427 МПа
2.3.Определяем межосевое расстояние зубчатой передачи αu (главный параметр)
_____________
√ Тк * Кнβ
αw ≥ Кα (u + 1)3 ────────── (5)
[σн]2 * Up2 * ψва
Принимаем:
Кα = 49,5 указания стр. 32 [2]
Кнβ = 1,25 табл. 3,1 [2]
Ψва = 0,25 (коэффициент ширены венца по межосевому расстоянию Ψва ≤ 0,25 стр. 36 [2] )
Определим межосевое расстояние αw и полученное значение округляем до ближайшего значения по ГОСТу.
________________ ________________
√ 199 * 103 * 1,25 √ 248,75 *103
αw = 49,5 (5+1)3 ────────── = 2973 ─────────── = 178,2мм
4272 * 52 *0,25 182329 * 25 *0,25
По ГОСТ 2185 – 66 стр. 36 [2] принимаем ближайшее большее значение αw=180 мм
2.4.Определяем модуль зацепления:
m = (00,1 ÷ 0,02) * αw стр. 36 [2]
m = (00,1 ÷ 0,02) * 180 = 1,8 ÷ 3,6
По ГОСТ 9563 – 60* стр. 36 [2] принимаем стандартный модуль зацепления:
m = 3мм.
2.5. Определяем число зубьев шестерни и колеса: Сначала определим
суммарное число зубьев.
2 αw 2 * 180
ZΣ = ─── = ───── 120, что меньше 200 рекомендуемых.
M 3
Тогда число зубьев шестерни:
ZΣ 120
Z1 = ────── = ──── = 20
Uзуб. + 1 5 + 1
Число зубьев колеса: Z2 = ZΣ – Z1 = 120 – 20 = 100
Итак, имеем Z1 = 20; Z1 min = 17 (из условия подрезания зубьев) Z2 = 100.
2.6.Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:
d1 = m * Z1 = 3 * 20 = 60 мм
d2 = m * Z2 = 3 * 100 = 300 мм
2.7. Проверяем межосевое расстояние:
d1 + d2 60 + 300
αw = ──── = ───── = 180 мм, что соответствует ранее принятому.
2 2
2.8.Определяем диаметры вершин зубьев:
dQ1 = d1 + 2m = 60 + 2 * 3 = 66 мм
dQ2 = d2 + 2m = 300 + 2 * 3 = 306 мм
2.9. Определяем диаметры впадин зубьев:
dF1 = d1 – 2,4m = 60 + 2,4 * 3 = 52,8 мм
dF2 = d2 – 2,4 * m = 300 – 2,4 * 3 = 292,8 мм
2.10. Ширина колеса шестерни:
в2 = Ψва * du = 0,25 * 180 = 45 мм
в1 = в2 + 5 = 45 + 5 = 50 мм
Полученные размеры зубчатой пары заносим в таблицу.
Таблица 2. Параметры зубчатой передачи
№ 
| Параметры | Шестерни | Колеса |
| Число зубьев Zi | Z1=20 | Z2=100 | |
| Модуль m1 мм | m=3 | ||
| Передаточное число U | U=5 | ||
| Межосевое расстояние Qw | Qw=180 | ||
| Делительные диаметры di мм | di = 60 | d2 = 300 | |
| Диаметр вершин зубьев dαi мм | dαi = 66 | dα2 = 306 | |
| Диаметр впадин зубьев dfi мм | dfi = 52,8 | df2 = 292,8 | |
| Ширина колеса в2 мм | — | в2 = 45 | |
| Ширина шестерни в1 мм | в1 = 50 | — | |
2.11.Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
в1 50
Ψвd = ── = ── = 0,83
d1 60
2.12. Окружная скорость колес:
W1 * d1 62,8 * 60
V = ────── = ─────── = 1,9 м/сек
2 2 * 103
2.13.Проверим контактные напряжения:
_________________
310 √Тк * Кн * (u + 1)3
σн = ─── * ─────────── ≤ [σн] (6)
Аw в2 * u2
Коэффициент Кн = Кн2 * Кнβ * Кнv ф-ла стр.32 [2]
Определяем значение коэффициентов:
Кн2 = 1,0 – для прямозубых колес (стр.32 [2]) к-т неравномерности нагрузки между зубьями.
Кнβ = 1,1 табл. 3.1 [2] для симметрично расположенных колес.
Кнβ = коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
Кнv = 1,05 табл. 3.6 стр. 40 [2] к-т динамичности.
Тогда Кн = 1,0 * 1,1 * 1,05 = 1,155
Определяем расчетное контактное напряжение:
________________________ __________
310 √199 * 103 * 1,155(5 + 1)3 √1379 * 103
σн = ─── * ─────────────── = 1,7 * ─────── = 59,5 МПа
180 45 * 52 1125
59,5 < [σн] = 427 МПа – условия прочности по контактным напряжениям выполнено.
2.14. Определим силы, действующие в зацеплении:
2Тш
окруженная сила: Ft = ─── ;
d1
2 * 39,8 * 103
Ft = ──────── = 1327 Н.
60
радиальная сила: Fr = Ft * tgd = 1327 * tg20° = 1327 * 0,364 = 483 Н.
2.15. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Ft * Кf * γf
σf = ─────── ≤ [σf] (7)
вm
γf – коэффициент формы зуба. При одинаковых материалов и их механических характеристиках γf больше для шестерни, по – этому расчет ведем для зубьев шестерни.
γг = 4,09 стр. 42 [2]
Кf = Кfβ * Кfv
Кfβ = 1,083 табл. 3.7 [2]
Кfβ – к-т неравномерности нагрузки по длине зуба.
Кfv = 1,25 табл. 3.8 [2] – коэффициент динамичности.
Тогда Кf = Кfβ * Кfv;
1,083 * 1,25 = 1,353
Определяем расчетное напряжение изгиба для шестерни:
Ft * Кf * γf
σf1 = ─────── =
в1m
1327 * 1,353 * 4,09
= ────────────── = 49 МПа
50 * 3
2.16. Определяем допускаемое напряжение изгиба:
σ° * λimв
[σf1] = ────── (8)
[Sf]
σ° λimв = 1,8 НВ для стали 40х улучшенной и твердости НВ ≤ 350 табл. 3.9 стр. 44 [2]
σ° λimв = 1,8 * 270 = 486 МПа
Коэффициент безопасности [Sf] = [Sf]' * [Sf]"
[Sf] = 1,75 табл. 3.9 стр. 44 [2] для улучшенной стали 40х
[Sf]" = 1 стр. 44 [2] для наковок и штамповок
[Sf] = 1,75 * 1 = 1,75
Тогда допускаемое напряжение изгиба для шестерни:
σ° * λimв
[σf1] = ────── =
[Sf]
486
= ──── = 278 МПа
1,75
Итак, σf1 < [σf1], т.е. 49 < 278 МПа.
Значительные недонапряжения по контактным напряжениям и на выносливость говорит о том, что можно изменить марку стали для изготовления колес, т.е. вместо Стали 40х взять
Ст 5 с более низкими механическими характеристиками.
До свидания!
|
|
|
© helpiks.su При использовании или копировании материалов прямая ссылка на сайт обязательна.
|