Расчет закрытой зубчатой передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Контрольная работа №2

Растёт закрытой зубчатой передачи

Задание: по исходным данным произвести расчет зубчатой передачи на сопротивление контактной и изгибной усталости. Параметрам, относящимся к шестерне, присваивается индекс «1», а к колесу - «2».

Исходные данные:

где ХТРН - характер типового режима нагрузки, а СТП - степень точности передачи.

1. Выбор материалов

При заданном типовом режиме нагружения передачи выбираем материал:

НВ₁ = 235 - 262; сталь 40Х, улучшение;

НВ₂ = 179 - 207; Сталь 45 с нормализацией

где НВ - числа твердости по Бинеллю.

Средняя твердость для материалов шестерни и колеса:

НВ_1СР = 0,5(НВ_1min + НВ_1max) = 0,5(235 + 262) = 248,5

НВ_2СР = 0,5(НВ_2min + НВ_2max) = 0,5(179 + 207) = 193

2. Определение допускаемых напряжений для расчетов зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Расчетное число циклов работы:

N₁ = t60n₁c = 10950·60·1500·1 = 9,9·10⁸

N₂ = t60(n₁/u)c = 10950·60(1500/6,3) ·1 = 1,6·10⁸

Определение базы контактных напряжений N_H0 в соответствии с твердостью выбранных материалов.

Из таблицы 2.1 (Матюшин, Е. Г. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи : методические указания / Е. Г. Матюшин, А. Н. Луцко. - СПб. : СПбГТИ(ТУ), 2014. - 35 с.) получаем:

Так как N > N_H0, то принимаем коэффициент долговечности по контактным напряжениям K_HL = 1.

Определение значений пределов выносливости у_Hlim1 для шестерни, у_Hlim2 для колеса и коэффициента запаса прочности S_H.

При НВ_СР?350НВ то у_Hlim1 = 2НВ_1СР + 70 = 2·248,5 + 70 = 567 МПа

у_Hlim2 = 2НВ_2СР + 70 = 2·193 + 70 = 456 МПа

S_H = 1,1 S_F = 1,5

у_Flim1 = 1,75HB_1CP = 1,75·248,5= 435 МПа

у_Flim2 = 1,75HB_2CP = 1,75·193 = 338 МПа

Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса:

3. Расчет зубьев на сопротивление усталости по контактным напряжениям

где K`_Hб - коэффициент распределения нагрузки (1 - 1,2)

K`_Hв - коэффициент концентрации нагрузки по ширине венца 1,12

K`_Hн - коэффициент динамичности 1,15

Межосевое расстояние:

Полученную величину округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 2185-66 и принимаем a_w = 250 мм

Ширина колеса и шестерни:

b₂ = ?_aa_w = 0,4·250=100 мм. b₁ ~ 1,12b₂ = 112 мм

Определение фактической окружной скорости

V = 0,001н = 0,005 м/с

Уточнение коэффициента нагрузки (K`_H) до значения K_H в соответствии с фактической скоростью и степенью точности:

Определение фактических значений расчётного крутящего момента Т_р и контактных напряжений у_Н

Определение геометрических параметров зубчатых колёс

Определение угла наклона зуба

Назначаем угл наклона зуба в пределах от 8 до 15 градусов в^` = 8 ?

Определение суммарного число зубьев для косозубой передачи

Делительные диаметры

Диаметры вершин

Диаметры впадин

Определение диаметров отверстий в ступицах шестерни и колеса

Т.к d_в1 < d_f1, то в качестве ведущего звена используем вал-шестерню.

По ряду нормальных линейных размеров принимаем d_в1 = 25 мм, d_в2 = 40 мм.

Определение допускаемых напряжений для расчёта зубьев на изгиб

зубчатый передача ступица шестерня

Определение допускаемых напряжений изгиба, Мпа

Расчёт на выносливость по напряжениям изгиба (проверочный расчёт)

Определение коэффициентов формы зуба Y_F по эквивалентным числам зубьев

Y_F1 = 3.9 Y_F2 = 3.62

Определение коэффициента наклона зуба Y_в

Определение окружной силы, действующей на зубья колеса, (Н)

Определение коэффициентов долговечности по изгибу для зубьев шестерни и колеса, N_F0 = 10⁴ - база изгибных напряжений.

Определение коэффициентов K_F нагрузки при расчёте на изгиб:

K_F = K_FбK_FвK_Fн = 0,91*1,01*1,17 = 1,08

Где K_Fб = 0,91, K_Fв = 1,01 , K_Fн = 1,17

Определение фактических напряжений изгиба у_F для шестерни и колеса, (МПа)

Вывод: поскольку допускаемые изгибные напряжения превышают фактические напряжения, условие прочности выполняется.

Размещено на Allbest.ru