Проверочный расчет передачи на выносливость по контактным напряжениям. Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе

Страницы работы

20 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

КНb

КНb = 1,075

КНb = 1,05

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

y

y=2×ybd/(u1 +1)= 2/(6+1)=0,286

y=2×ybd/(u1 +1)= 2/(6,25+1)=0,276

Допускаемые контактные напряжения, МПа

sНР

sНР = 390,9

sНР = 481,82

Межосевое расстояние, мм

аW

аW1 = Ка×(u1 +1) ×= 430×(6+1)×=158,5

аW1 = Ка×(u1 +1) ×= 430×(6,25+1)×=290,27

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

8

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата


7 Основные геометрические параметры передачи

Таблица 6

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

1

2

3

Модуль зубьев, мм

m

m = (0,01…0,02)×аW =  (0,01…0,02)×158,5 принимаем m=2,5

m = (0,01…0,02)×аW =  (0,01…0,02)×290,27 принимаем m=4

Рабочая ширина зубчатого венца, мм

bW

bW 2=y× аW = 0,286×158,5= 45

bW1 = bW2 +5мм=45+5=50

bW 2=y× аW = 0,276×290,27=80

bW1 = bW2 +5мм=80+5=85

Угол наклона зубьев

 

                         

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

ZС

ZС=2×aW×cos/m=2×158,5×cos11/2,5=124

ZС=2×aW×cos/m=2×290,27×cos0/4=145

Число зубьев шестерни

Z1

Z1= ZC/(u+1) = 158,5/7=18

Z1= ZC/(u+1) = 158,5/7,25=20

Число зубьев колеса

Z2

Z2=ZC -Z1=124-18=106

Z2=ZC -Z1=145-20=125

Делительный диаметр шестерни, мм

d1

d1=m×z1/ cos=45,84

d1=m×z1/ cos=80

Делительный диаметр колеса, мм

d2

d2=m×z2=2*106/cos=270

d2=m×z2=2*106/cos=500

Диаметр вершин диаметр шестерни и колеса, мм

da

da1=d1+2×m=45,84+2*2,5= 50,84

da2=d2+2×m=270+2*2,5= 275

da1=d1+2×m=88

da2=d2+2×m=508

Диаметр впадин диаметр шестерни и колеса, мм

df

df1=d1-2,5×m=45,84-2.5*2,5= 39,59

df2=d2-2,5×m=270-2.5*2,5= 263,75

df1=d1-2,5×m=70

df2=d2-2,5×m=490

Уточненное значение межосевого расстояния, мм

аW

аW = (d2+d1)/2=(45,84+270)/2=158

аW = (d2+d1)/2=(45,84+270)/2=158

Окружная скорость, м/с

V

V=p×d1×n1/60000=3,14×52ּ750/60000= 1,8

Степень точности передачи

-

.9 СТ СЭВ 641- 77

.9 СТ СЭВ 641- 77

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

9

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата


8 Силы, действующие в зацеплении

Таблица 7

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

1

2

редуктор

Цилиндрическая зубчатая пара

Окружная сила, Н

Ft

Ft =2000×T1/d1= 2000×38,2/45,84=1679,8

Ft =2000×T1/d1= 2000×213,5/80=5337,5

Осевая сила, Н

Fа

Fа = Ft ×tg=326,5

Радиальная сила, Н

Fr

Fr = Ft ×tga/ cos=622,8

Fr = Ft ×tga/ cos=1942,7

9 Проверочный расчет передачи на выносливость по контактным напряжениям

Таблица 8

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

1

2

Редуктор

Цилиндрическая зубчатая пара

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

ZH

ZH =1,77*cos=1,77

(при х1=0 и х2=0, aW=a=20°)

ZH =1,77*cos=1,77

(при х1=0 и х2=0, aW=a=20°)

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа

ZМ

ZМ=275- для стальных зубчатых колес

ZМ=275- для стальных зубчатых колес

Коэффициент осевого перекрытия

= bW2 * sin /π∙m=1.21

= bW2 * sin /π∙m=0

Коэффициент торцового перекрытия

=1,88-3,2×(1/Z1+1/Z2)·cos = 1,64

=1,88-3,2×(1/Z1+1/Z2)·cos = 1,88-3,2(0,05+0,008)=1,694

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Ze

Ze=

Ze=

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

10

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата


Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

КНα

КНα = 1.11

КНα = 1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

КНb

КНb==1,05 симметричное расположение колес относительно опор

КНb==1,05 симметричное расположение колес относительно опор

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев

 δН

δН =0,002 – Зубья косые

δН =0,006

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса

q0

q0 =73- для девятой степени точности

q0 =82- для девятой степени точности

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

WНV

WНV = δН ×q0×V×= 1.35

WНV = δН ×q0×V×= 6.032

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

KНV

KНV = 1+   =1.034

KНV = 1+  =1.086

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

WНT

WНT= Ft × =41

WНT= Ft × =76.08

Расчетное напряжение, МПа

sН

sН = ZH × ZMZe×=381.26

sН = ZH ×    ZMZe× = 448.4                    

Проверка прочности зубьев при перегрузках

¾

sНmax=sН 451.11

sНmax=sН 530.55

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

11

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата


10 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе

Таблица 9

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

1

2

Редуктор

Цилиндрическая зубчатая пара

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса

Zv1=Z1/cos18/cos11=19

Zv2=Z2/cos106/cos11=112

Zv1=Z1/cos20/cos0=20

Zv2=Z2/cos125/cos0=125

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и колеса

YF

YF1 = 4,15;

YF2 = 3,6

YF1 = 4,1;

YF2 = 3,6

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Ye

Ye = 1

Ye = 1

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yb

Yb = 1-

Yb = 1-1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

КFa

КFa = 1,32- для девятой степени точности  

КFa = 1,32- для девятой степени точности  

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев

dF

dF = 0,006

dF = 0,016

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса

q0

q0 =73- для девятой степени точности

q0 =82- для девятой степени точности

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

WFV

WFV=dF ×q0×V×=4,05

WFV=dF ×q0×V×=16,1

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

КFV

КFV =1+ =                         1,08

КFV =1+ = 1,17                        

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

12

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата


Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

WFt

WFt = Ft ×  =                            57,95

WFt = Ft ×  =113,95                            

Отношение sFP/YF

¾

sFP1/YF1 = 211,4/4,15=50,94

sFP2/YF2 = 196/3,6=54,44

sFP1/YF1 = 257,7/4,1=62,85

sFP2/YF2 = 234,6/3,6=65,17

Далее расчет выполняется по шестерне, как менее прочной

Расчетное напряжение, МПа

sF

sF1 = YF1×Ye×Yb×=88,5

sF1 = YF1×Ye×Yb×=116,2

Проверка прочности зубьев при перегрузках на изгиб

¾

sFmax = sF1 × = 123,9 sFpmax=256

sFmax = sF1 × = 162,657 sFpmax=504

Вязкость смазки

Е°50

Е°50 = 120

Е°50 = 120

Сорт масла

¾

При t=50°С Автотракторное АК-15, ГОСТ 1862-63

При t=50°С Автотракторное АК-15, ГОСТ 1862-63

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

13

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата


11  Проектирование валов редуктора

11.1  Проектирование быстроходного вала редуктора.

Вал редуктора имеет ступенчатую форму, которая обеспечивает удобство монтажа, возможность осевой фиксации расположенных на валу деталей  и приближает его по форме к брусу равного сопротивления.

Так как диаметры шестерни и быстроходного вала близки друг к другу, в редукторе выполняем шестерню заодно с валом (вал- шестерня).

                             Рисунок 1- Вал шестерня цилиндрического редуктора

Первая ступень вала ( под полумуфту) определяется по следующей зависимости

, где Т1- крутящий момент на валу, Н×м;

[tКР]=12 МПа- допускаемое касательное напряжение

Получаем

,

d1»25 мм.

По рекомендации берем  d1 =32

Тогда длина первой ступени находится   l1 »1,7×d»1,7×32 »58 мм.

Вторая ступень вала (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник)

d2 =d1 +2×t, где t=2,2 мм- высота буртика.

Получаем    d2 =32 +2×2,2 = 35 мм.

Тогда длина второй ступени находится     l2 »1,5×d»1,5×35»53 мм.

Третья ступень вала (под шестерню)  d3 =d2 +3×r, где r =1,6 мм- координата фаски подшипника.

Получаем  d3 =35 +3×1,6 = 40 мм.

Тогда длина третьей ступени находится   l3 »lШ +12 мм, где lШ =b1= 45 мм- ширина шестерни

Тогда имеем  l3 »70 мм.

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

14

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Надпись: d=d3

252

 
Надпись: d5Надпись: d3Надпись: d1=d2

l1=l2

 

l3

 

d4

 

l4

 

l5

 

11.2  Проектирование тихоходного вала редуктора.

Рисунок 2- Тихоходный вал цилиндрического редуктора

Первая ступень вала ( под полумуфту) определяется по следующей зависимости

, где Т1- крутящий момент на валу, Н×м;

[tКР]=10 МПа- допускаемое касательное напряжение

Получаем   d1» 45 мм.

Тогда длина первой ступени находится   l1 »1,6×d1 ,

l1 »1,6×45,

l1 »72 мм.

Вторая ступень вала (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник скольжения)

d2 =d4 = d1+ 2*t

d2=50

Тогда длина второй ступени                   l2 »62 мм,

Третья ступень вала (под шестерню)        d3 =d2 +3×r, где r =3 мм- координата фаски подшипника.

Получаем       d3 = 50 +3×3,

d3 = 59 мм.

Тогда длина третьей ступени находится    l3 »lст

                  l3 »70,8 мм

Четвертая ступень вала    d4 = d2=50.

Длина четвертой ступени         l4 »8¸10 мм ,

Пятая ступень вала (под подшипник)     d=63,72

Тогда длина пятой ступени находится  l3 »Bn , где Bn =20 мм- ширина подшипника скольжения.

Тогда имеем   L5 =20 мм.

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

15

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата


12 Расчет подшипников скольжения в редукторе.

12.1 Расчет подшипников скольжения на тихоходном валу.

Радиальный подшипник скольжения должен работать с полужидкостным трением в период установившегося режима нагрузки: d=50 мм; Fr=955 H; n=125 мин-1

l/d= 70/50=1,4; l=70, v=πּdּn/60=3,14ּ0,05ּ125/60=0,327 м/с

P=Fr/dl=955/(50ּ70)=0,273 мПа

PV=0,273ּ0,327=0,089 мПаּм/с

Назначаем материал подшипника – Чугун серый СЧ-36

P<[P=2], мПа           PV<[PV].мПаּм/с           v<[v=1,0] м/с  - Выбранный материал удовлетворяет условиям работы подшипника.

12.2 Расчет подшипников скольжения на быстроходном валу.

Радиальный подшипник скольжения должен работать с полужидкостным трением в период установившегося режима нагрузки: d=35 мм; Fr=955 H; n=750 мин-1

l/d= 70/35=2; l=70, v=πּdּn/60=3,14ּ0,035ּ750/60=1,37 м/с

P=Fr/dl=955/(35ּ70)=0,39 мПа

PV=0,39ּ1,37=0,534 мПаּм/с

Назначаем материал подшипника – Чугун серый СЧ-36

P<[P=2], мПа           PV<[PV].мПаּм/с      - Выбранный материал удовлетворяет условиям работы подшипника

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

16

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата


    13 Расчет шпоночных соединений на смятие

Условие прочности для призматических шпонок заключается в проверке шпоночного соединения по нагружению смятия

, где Т- крутящий момент на соответствующем валу,

Т1=38,2 Н×м;

Т2=213,5 Н×м;

h, lP- размеры шпонок, мм;

[sСМ]=140 МПа- предельное значение напряжения.

Расчет шпоночных соединений представлен в таблице 9.

Таблица 9

Вал

d, мм

h, мм

lP, мм

Т, Н×м

Расчет sСМ, МПа

Первый (быстроходный)

32

8

50

38,2

sСМ = 4×38,2×103/ (8×50×32);

sСМ = 11,94<140

Второй (тихоходный)

60

11

50

213,5

sСМ = 4×213,5×103/ (11×50×60);

sСМ =25,88<140

45

9

70

213,5

sСМ = 4×213,5×103/ (9×70×45);

sСМ =30,12<140

ДМ.КП.29.07.00.ПЗ

Лист

17

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

14 Расчет муфты с резиновой звездой

Расчет заключается в проверке муфты по напряжениям смятия из условия

Похожие материалы

Информация о работе