Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

 

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.

 

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ₂;

248,5 НВ_СР2; σ_в = 780 МПа; σ_т = 540 МПа; τ = 335 МПа.

 

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ₁;

285,5 НВ_СР1; σ_в = 890 МПа; σ_т = 650 МПа; τ = 380 МПа.

 

Определение допускаемых напряжений: контактных и изгибных

 

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:

 

[σ]_H1 = 1,8HB_CP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]_H2 = 1,8HB_CP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]_F1 = 1,03HB_CP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]_F2 = 1,03HB_CP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

 

[σ]_H1max = 2,8 σ_т = 2,8 · 650 = 1820 МПа

[σ]_H2max = 2,8 σ_т = 2,8 · 540 = 1512 МПа

 

[σ]_F1max = 2,74 HB_CP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа

[σ]_F2max = 2,74 HB_CP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]_H = [σ]_H2 = 514 МПа.

 

Геометрический расчет зубчатой передачи

 

Исходные данные: U₂ = 4,63; Т₃ = 540 Н·м; n₃ = 40,1 об/мин.

 

α_w2 ≥ К_α(U₂ + 1)  = 4950 · (4,63 + 1)  = 0,1892 м

 

К_α = 4950 – для прямозубых передач [1].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке [1].

 

ψ_d = 0,5 ψ_α(U₂ + 1) = 0,5 · 0,25 (4,63 + 1) = 0,70

 

Принимаем: ψ_α = 0,25 [1].

 

Т_НЕ2 = К_НД Т₃ – эквивалентный момент на колесе, где:

 

К_НД = К_НЕ  ≤ 1

 

Коэффициент эквивалентности:

 

К_НЕ = 0,56 (таблица 2.4 [1])

 

N_HG = (HB_cp)³ = 248,5³ = 1,53 · 10⁷ – базовое число циклов нагружений.

 

К_НД = 0,56 ·  = 0,82

 

Т_НЕ2 = 0,82 · 540 = 443 Н·м.

 

Принимаем межосевое расстояние по стандартному ряду: α_w2 = 180 мм.

 

Предварительные основные размеры колеса:

 

d₂ = 2 α_w2 U₂ / (U₂ + 1) = 2 · 180 · 4,63 / (4,63 + 1) = 296 мм – делительный диаметр

 

b₂ = ψ_α α_w2 = 0,25 · 180 = 45 мм

 

Модуль передачи:

 

m ≥  =  = 0,002 м

 

K_m = 6,6 – для прямозубых колес [1].

 

Т_FЕ2 = К_FД Т₃ – эквивалентный момент на колесе, где:

 

К_FД = К_FЕ  ≤ 1

 

Коэффициент эквивалентности:

 

К_FЕ = 0,68 (таблица 2.4 [1])

 

N_FG = 4 · 10⁶ – базовое число циклов нагружений.

 

К_FД = 0,68 ·  = 1

Т_FЕ2 = 1 · 540 = 540 Н·м.

 

Принимаем m = 2 мм.

Суммарное число зубьев:

 

z_Σ = 2 α_w2 / m = 2 · 180 / 2 = 180

 

Число зубьев шестерни и колеса:

 

z₁ = z_Σ / (U₂ + 1) = 180 / (4,63 + 1) = 32

 

z₂ = z_Σ - z₁ = 180 – 32 = 148

 

Фактическое передаточное число:

 

U_2ф = z₂ / z₁ = 148/32 = 4,625

 

Отклонение от заданного передаточного числа: 0,1% < 4%

Делительные диаметры:

 

d₁ = m z₁ = 2 · 32 = 64 мм

d₂ = 2 α_w2 - d₁= 2 · 180 - 64 = 296 мм

 

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев:

 

d_a1 = d₁ + 2(1 + х₁ – у)m = 64 + 2 · 2 = 68 мм

d_f1 = d₁ – 2(1,25 – х₁)m = 64 – 2,5 · 2 = 59 мм

 

d_a2 = d₂ + 2(1 + х₂ –у)m = 296 + 2 · 2 = 300 мм

d_f2 = d₂ – 2(1,25 – х₂)m = 296 – 2,5 · 2 = 291 мм

x₁ = x₂ = 0; y = -(α_w2 – α)/m = -(180 – 180)/2 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения.

 

α = 0,5m(z₂ + z₁) = 0,5 · 2 (148 + 32) = 180 – делительное межосевое расстояние

 

Размеры заготовок колес:

 

D_заг = d_a2 + 6 = 300 + 6 = 306 мм > D_пред = 125 мм

 

С_заг = 0,5b₂ = 0,5 · 45 = 22,5 мм

 

S_заг = 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ S_пред = 80 мм

 

Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с

D_пред = 315 мм

 

Усилия в зацеплении:

 окружное: F_t1 = F_t2 = 2Т₃ / d₂ = 2 · 540 / 0,296 = 3649 H

 радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 3649 · tg 20° = 1328 H

 

Расчет действительных контактных и изгибных напряжений и сравнение их с допускаемыми

 

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

 

σ_F2 = F_tЕ · К_Fα · К_Fβ · K_FV · Y_β · Y_F2 / b₂ · m ≤ [σ]_F2

 

в зубьях шестерни:

σ_F1 = σ_F2 Y_F1 / Y_F2 ≤ [σ]_F1

 

К_Fα = 1 – для прямозубых колес. [1]

К_Fβ = 1 – при постоянной нагрузке. [1]

 

Окружная скорость в зацеплении:

 

V =  = 3,14 · 0,296 · 40,1 / 60 = 0,6 м/с

 

Назначим 9 степень точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].

 

K_FV = 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, табл. 2.7 [1].

 

Y_β = 1 - β°/140 = 1

 

Коэффициент формы зуба: Y_F1 = 3,7, Y_F2 = 3,6, табл. 2.8 [1].

 

F_tЕ = К_FД F_t = 3649 Н – эквивалентная окружная сила.

 

σ_F2 = 3649 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,045 · 0,002 = 165 МПа ≤ [σ]_F2 = 256 МПа

 

σ_F1 = 165 · 3,7 / 3,6 = 170 ≤ [σ]_F1 = 294 МПа

 

Условие выполняется.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

 

σ_Н2 =

К_Н = 3,2 · 10⁵ – для прямозубых колес [1]

К_Нα = 1; К_Нβ = 1 [1]; К_НV = 1,05 табл. 2.9 [1].

 

σ_Н2 = = 512 МПа ≤ [σ]_Н = 514 МПа

 

Условие выполняется.