Материал: 3838
11
|
|
|
|
|
|
|
|
|
aw Ka u 1 3 |
|
|
KH T1 |
|
|
|
|
|
|
Ba |
u |
H |
2 |
, |
|||
|
|
|
|
|
|
|
||
где Ка = 410 МПа1/3 – коэффициент для косозубых передач; (u + 1) – для внешнего зацепления;
[ζН] – меньшее из допускаемых контактных напряжений, МПа; ψва = 0,315 – коэффициент ширины выбирается из стандартного
ряда в зависимости от расположения колес относительно опор;
KH KH KHv KH – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность рассчитывается как произведение коэффициента, учитывающего неравномерность распределения нагрузки КНβ (принять равным 1,05), коэффициента, учитывающего внутреннюю динамику нагрузки КНv (принять равным 1,06), и коэффициента распределения нагрузки между зубьями КНα (принять равным 1,35).
Округлить полученное значение межосевого расстояния до ближайшего стандартного в большую сторону: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315 мм.
Задание 5. Найти предварительные значения основных размеров колеса:
– делительный диаметр – d2 2 aw u , мм;
u 1
– ширина колеса – b2 Ba aw , мм, полученное значение ширины
колеса округлить до ближайшего из стандартного ряда (мм): 30, 32, 34, 36,
38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140, 150.
Задание 6. Вычислить модуль передачи (модуль зацепления) m, мм, по формуле:
m 2Km TE 2 d2 b2 F ,
где Кm= 5,8 – коэффициент для косозубых колес;
[ζF] – меньшее из допускаемых напряжений по изгибу, МПа;
TE 2 T2 T1 u – эквивалентный момент на колесе, принять
приближенно равным вращающемуся моменту на колесе, Нм,
12
η – коэффициент полезного действия принять равным 0,96-0,98.
Округлить полученное значение модуля передачи в большую сторону до стандартной величины из ряда чисел (ряд 1 предпочтительнее ряда 2):
Ряд 1, мм – 1,0; |
1,25; |
1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10. |
|||||||||||||||
Ряд 2, мм – 1,75; |
2,25; |
2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9. |
|
||||||||||||||
Задание 7. Вычислить действительный угол наклона зуба косозубой |
|||||||||||||||||
передачи β, град.: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
arccos |
zs m |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
, |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2aw |
|
|
||
где zs |
|
|
2aw cos min |
– округленное в меньшую сторону до целого |
|||||||||||||
|
m |
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
числа значение суммарного числа зубьев; |
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
arcsin |
4m |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
min |
b2 |
– минимальный угол наклона зубьев косозубых |
|||||||||||||||
|
|
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
колес, град. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Задание 8. Найти число зубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2: |
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
z1 |
|
zs |
|
z1min |
17 cos |
3 |
, |
||||
|
|
|
|
|
|
u |
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
z2 zs |
z1 |
|
|
||||
Задание 9. Определить диаметры шестерни и колеса:
d |
z1 m |
|
cos |
|
|
– делительный диаметр шестерни – 1 |
, мм; |
|
– делительный диаметр колеса – d2 2aw d1 |
, мм; |
|
– диаметр вершин зубьев – da d 2m , мм; |
|
|
– диаметр впадин зубьев – d f d 2,5m , мм.
Задание 10. Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям.
Расчетное контактное напряжение в зубьях колеса ζΗ2, МПа:
13
|
|
|
|
|
|
|
|
H 2 |
z |
|
KH |
T1 uф |
1 3 |
H 2 , |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
aw |
|
|
b2 uф |
|
|
|
где zζ = 8400 МПа1/2 – коэффициент для косозубых передач; аw – межосевое расстояние, мм;
КН – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность; Т1 – вращающий момент на шестерне, Нм;
b2 – ширина колеса, мм;
u |
|
|
z2 |
|
|
|
ф |
|
– фактическое передаточное число. |
||||
|
|
|
||||
|
|
|
z1 |
|
|
|
Задание 11. Вычислить силы в зацеплении: |
||||||
– окружная сила – Ft |
2000T1 |
|||||
|
, Н; |
|||||
|
|
|
|
|
d1 |
|
– радиальная сила – Fr Ft tg , Н; α = 20° – стандартный угол;
cos
– осевая сила – Fa Ft tg , Н.
Задание 12. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса ζF2, МПа:
F 2 KF Ft YFS 2 Y 2 Y 2 F 2 , b2 m
где КF – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба; Ft – окружная сила, Н;
m – модуль передачи, мм;
YFS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба выбирается из табл.
|
|
|
|
zv |
|
z2 |
|
|
|
2.3 в зависимости от величины: |
cos3 |
; |
|||||||
|
|
||||||||
Y 2 |
1 |
|
|
|
|
|
|
||
|
– коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в |
||||||||
100 |
|||||||||
косозубой передаче;
Yε2 = 0,65 – коэффициент для косозубой передачи.
14
Таблица 2.3
zv |
|
17 |
20 |
25 |
|
30 |
|
40 |
50 |
|
60 |
80 |
100 |
YFS |
|
4,27 |
4,07 |
3,90 |
|
3,80 |
|
3,70 |
3,65 |
|
3,63 |
3,61 |
3,60 |
|
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни ζF1, МПа: |
|
|||||||||||
|
|
|
|
F1 |
F 2 YFS1 F1 , |
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
YFS 2 |
|
|
|
|
|
|
где YFS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба выбирается из табл.
|
zv |
|
z1 |
|
|
|
2.3 в зависимости от величины: |
cos3 |
. |
||||
|
|
|||||
Расчетной является такая воображаемая постоянная нагрузка,
передаваемая без динамических воздействий на зубья при условии равномерного распределения усилий по их длине, которая по эффекту своего воздействия на зубья эквивалентна фактически передаваемой нагрузке с учетом факторов, нарушающих предпосылки, принятые при выводе расчетных формул. Коэффициент нагрузки К, фигурирующий в формулах для вычисления расчетной нагрузки, учитывает влияние этих факторов.
Тема № 3. Проектирование и расчет червячной передачи
[1 Осн., 2 Осн., 1 Доп.].
Червячные передачи относятся к категории зубчато-винтовых передач и применяются в тех случаях, когда геометрические оси ведущего и ведомого валов перекрещиваются.
Работоспособность червячных передач может быть повышена, если при проектировании будут устранены причины отказов, к которым относятся:
–поломка зубьев колес;
–пластическое разрушение рабочих поверхностей зубьев червячного
колеса;
–усталостное разрушение рабочих поверхностей зубьев червячного
колеса;
–износ;
–заедание.
Задание 1. Выбрать материал червячного колеса и червяка (z1 – число заходов червяка, выбирается в зависимости от передаточного числа) из табл.
15
3.1 в зависимости от величины окружной скорости Vск, м/с, которую рассчитать по формуле:
Vск 10 6 450 n2 u 3
T2 ,
где n2 – частота вращения червячного колеса из табл. 3.2, мин-1; u – передаточное число червячной передачи из табл. 3.2;
Т2 – вращающий момент на червячном колесе из табл. 3.2, Нм.
С увеличением числа заходов червяка возрастает угол подъема винтовой линии и, как следствие, повышается коэффициент полезного действия (КПД) передачи.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 3.1 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Группа |
|
|
|
|
Материал |
|
|
|
Окружная скорость |
||||
I |
|
|
|
Оловянные бронзы |
|
|
|
Vск > 5 м/с |
|
||||
II |
|
|
Безоловянные бронзы и латуни |
|
Vск = 2-5 м/с |
|
|||||||
III |
|
|
Мягкие серые чугуны |
|
|
|
Vск < 2 м/с |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 3.2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Вариант |
1 |
2 |
|
3 |
4 |
5 |
6 |
|
7 |
8 |
9 |
10 |
|
n2, мин-1 |
46 |
55 |
|
38 |
45 |
62 |
30 |
|
49 |
35 |
50 |
44 |
|
u |
12 |
15 |
|
18 |
12 |
15 |
18 |
|
12 |
15 |
18 |
12 |
|
Т2, Нм |
735 |
815 |
|
740 |
825 |
755 |
785 |
|
820 |
745 |
855 |
715 |
|
Z1 |
1 |
2 |
|
1 |
2 |
1 |
2 |
|
1 |
2 |
1 |
2 |
|
Задание 2. Вычислить допускаемые контактные напряжения согласно выбранной группе материалов оп данным табл. 3.3: ζВ, МПа – предел прочности материала; ζТ, МПа – предел текучести материала; [ζН], Мпа – допускаемое контактное напряжение; [ζF], МПа – допускаемое напряжение по изгибу; Сυ – коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания материала, выбирается в зависимости от величины скорости скольжения:
Vск, м/с |
5 |
6 |
7 |
≥8 |
Сυ |
0,95 |
0,88 |
0,83 |
0,8 |