• Название:

    Расчет открытой передачи Маслаков А. В.


  • Размер: 0.06 Мб
  • Формат: DOCX
  • Сообщить о нарушении / Abuse

    Осталось ждать: 20 сек.

Установите безопасный браузер



Предпросмотр документа

Открытые цилиндрические эвольвентные передачи

Исходные данные

Исходные данные для расчета открытой эвольвентной цилиндрической передачи выбирают из сведенных в таблицу результатов кинематического расчета силового привода. В качестве исходных данных выбирают значения мощностей, вращающих моментов, частот вращения на валах шестерни (ведущего звена в передаче) и колеса (ведомого звена в передаче).

Исходные данные для расчета представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 – Исходные данные для расчета открытой цилиндрической передачи

Наименование параметра,

единица измерения

Обозначение

Исходные данные примера

Вращающий момент на валу шестерни, Н·мм

T1

62477

Вращающий момент на валу колеса, Н·мм

T2

300000

Частота вращения шестерни, мин-1

n1

231,25

Частота вращения колеса, мин-1

n2

45,39

Угловая скорость шестерни, рад/сек

ω1

24,204

Передаточное число передачи

u

5,095

Срок службы передачи, час

Lh

15000

Наличие реверса

есть; нет

нет

Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений

HB1≥HB2+20…50.

Таблица 1.2 – Основные характеристики выбранного материала

Марка стали

Диаметр заготовки, мм

Предел прочности σB, МПа (Н/мм2)

Предел текучести σT , МПа (Н/мм2)

Твердость, НВ (средняя)

Термо-обработка

Сталь 45

90-120

σB1 = 730

σT1 = 390

HB1 = 210

улучшение

Сталь 45

100-500

σB2 = 570

σT2 = 290

HB2 = 190

нормализация

Таблица 1.3 – Определение допускаемых напряжений изгиба для колес с HB ≤ 350

Параметр

Формула

Расчет

Результат

σFlimb – предел изгибной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений, МПа

σFlimb1 =1,8∙HB1

1,8∙210

378

σFlimb2 =1,8∙HB2

1,8∙190

342

σF – допускаемые изгибные напряжения, МПа

σF1=σFlim b1SF·YN1·YA

3781,75·1·1

216

σF2=σFlim b2SF·YN2·YA

3421,75·1·1

195,4

Таблица 1.4 – Определение числа зубьев и уточнение передаточного числа

Параметр

Формула

Расчет

Результат

Число зубьев шестерни принимают из условия

17≤z1≤23

20

Число зубьев колеса

(округляют до целого)

z2=z1 u

20 5,095

101,9

102

Уточняют передаточное число

u'= z2z1

10220

5,1

Расхождение с исходным значением

∆u=u- u'u∙100

5,095-5,15,095∙100

*должно быть ∆u≤3 %

– 0,0009 %

*Если ∆u больше 3 %, то необходимо изменить значения чисел зубьев

и вновь проверить данное условие


Определение размеров зубчатых колес и параметров зацепления

Таблица STYLEREF 1 \s 1. SEQ Таблица \* ARABIC \s 1 5 – Основные геометрические параметры зацепления

Формула

Расчет

Результат

Определяют по ГОСТ 21354–87 коэффициенты формы зуба

YF1

YF2

4,09

3,6

Проводят сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса

σF1YF1

σF2YF2

2164,09

195,43,6

58,81

54,28

Дальнейший расчет ведут по минимальному значению

найденных отношений σFYF для одного из колес

Определяют коэффициент нагрузки

KF=KFα∙KFβ∙KFV

KF=1∙1,37∙1,2

1,644

KFα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями: KFα = 1 – для прямозубых колес.

1

KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

1,37

KFV – коэффициент динамичности

1,2

Выбирают коэффициенты:

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра, Ѱbd=b1d1

при расположении шестерни относительно опор

симметричном

Ѱbd от 0,8 до 1,4

-

несимметричном

Ѱbd от 1,6 до 1,2

-

консольном

Ѱbd от 0,2 до 0,4

0,4

Коэффициент ширины шестерни относительно модуля

Ѱbm от 6 до 10

8

Коэффициент износа

𝛾 от 1,25 до 1,4

1,25

Определяют модуль зацепления

m≥32∙T∙KF∙YF∙γz∙Ѱbm∙σF,

32∙62477∙1,644∙3,6∙1,2520∙8∙216

2,99*

(3)

*Значение модуля округляют до ближайшего большего стандартного значения ГОСТ 9563–60, причем целесообразно принимать m 2

и предпочтение следует отдавать первому ряду

Таблица 1.6 – Основные геометрические параметры передачи, мм

Параметр

Формула

Расчет

Результат

Диаметры делительных окружностей

шестерни

d1=m∙z1

3∙20

60

колеса

d2=m∙z2

3∙102

306

Диаметры окружностей выступов

шестерни

da1=d1+2∙m

60+2∙3

66

колеса

da2=d2+2∙m

306+2∙3

312

Диаметры окружностей впадин

шестерни

df1=d1-2,5∙m

60-2,5∙3

62,5

колеса

df2=d2-2,5∙m

306-2,5∙3

298,5

Ширины венцов колец

колеса

*b1=ψbm∙m

8∙3

24 (25)*

шестерни

*b2=b1-5

25-5

20 (20)*

*Значения b1 и b2 необходимо округлить по ГОСТ 6636–69 до значения по

Проверочный расчет открытой цилиндрической передачи

Таблица 1.7 – Условие прочности по изгибным напряжениям

Формула

Расчет

Результат

Определяют окружную скорость, м/с и

назначают степень точности изготовления колес

V=ω1∙d12∙1000=π∙d1∙n160∙1000

24,204∙602∙1000=3,14∙60∙231,2560∙1000

1,0

Степень точности

9

Уточняют коэффициент ширины шестерни относительно диаметра, Ѱbd

Ѱbd=b1d1

Ѱbd=2560

0,417

Уточняют коэффициент нагрузки, K'F

K'F=KFα∙KFβ∙KFV

K'F=1∙1,37∙1,2

1,644

σF=2·T·K'FZ·b·m2∙YF∙γ≤σF

2·62477·1,64420·25·32∙4,09∙1,25

233

Должно бытьσF<σ

Проверяют погрешность в процентах (%) недогрузка (+), перегрузка (−)

∆σF=σF-σFσF∙100

216-233216∙100

Перегрузка

8 % < 10 %

Определение сил, действующих в зацеплении

В прямозубом зацеплении сила нормального давления раскладывается на две составляющие: радиальную и окружную.

Таблица 1.8 – Расчет сил, действующих в прямозубых передачах, Н

Параметр

Формула

Расчет

Результат

Окружные силы

Ft1=Ft2=2·T1d1

2∙6247760

2082,57

Радиальные силы

Fr1=Fr2=Ft1∙tgα

2082,57∙0,3639

757,99

Где α = 20º – угол зацепления

Силы нормального давления

Fn1=Fn2=Ft1cosα

2082,570,93969

2216,23