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

 

Проектный расчет

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние а_W, мм:

Производим определение межосевого расстояния а_W, мм по формуле:

 

a_w= K_нβ K_a (U+1) ³√(T₂ 10³ )(_a U² []²_H), (4.1)

 

где а) К_а — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а = 43;

б) ψ_a = b₂ / a_w — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его равным 0,32;

в) U — передаточное число редуктора (см. табл.2.4.);

г) Т₂ — вращающий момент на тихоходом валу редуктора, Н· м (см. табл.2.4.);

д) []_Н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, []_Н = 637,2 Н/мм²;

е) К_Н — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_Н = 1.

 

a_w= 43· ( 4 + 1)· ³√( 105400 / ( 0,32 · 4 ²· 637,2 ²)· 1 = 79,6 мм.

 

Полученное значение a_w округляем до 80 мм.

2. Определяем модуль зацепления m, мм:

 

m ≥ 2 K_m T₂ 10³/(d₂ b₂ []_F) ,(4.2)

где а) К_m — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m = 5,8;

 

б) d₂ = 2 a_w U / (U+1) ,(4.3)

 

где d₂ — делительный диаметр колеса, мм;

 

d₂=2· 80 · 4 /( 4 +1)= 128 мм;

 

в) b₂ = _aa_W — ширина венца колеса, мм:

 

b₂ = 0,32 · 80 = 25,6 мм.

 

Полученное значение b₂ округляем до 26 мм.

г) []_F — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, []_F = 294 Н/мм²;

 

m = 2· 5,8 · 105,4 · 10³/( 128,0 · 25,6 · 294 ) = 1,3 мм.

m = 1,5мм

 

3. Определяем угол наклона зубьев _min для косозубых передач:

 

_min = arcsin(3,5 m / b₂),(4.4)

_min = arcsin(3,5· 1,5 / 25,6) = 11,834 °

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес:

z_ = z₁ + z₂ = 2 a_w cos _min / m,(4.5)

z_ = 2· 80 · cos(11,834 °)/ 1,5 = 104,4

 

Округляем полученное значение в меньшую сторону до целого числа:

z_ = 104

5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

 

 = arccos(z_ m / (2 a_w)),(4.6)

 =arccos( 104 · 1,5/(2· 80) = 12,83857 °.

 

6. Определяем число зубьев шестерни:

 

z₁ = z_ / (U + 1),(4.7)

z₁ = 104 / (4 + 1) ≈ 21.

 

7. Определяем число зубьев колеса:

 

z₂ = z_Σ – z₁ = 104 - 21 = 83

 

8. Определяем фактическое передаточное число U_ф:

 

U_ф = z₂ / z₁,(4.8)

U_ф = 83 / 21 = 3,95.

 

Проверяем отклонение фактического передаточного числа от заданного U:

 

U = |U_ф - U| / U · 100 % =|3,95 - 4| / 4 100 % =1,25 % ≤ 4 %.

 

9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

 

a_w = (z₁ + z₂) m / (2 cos ).(4.9)

Подставляя в (4.9) получаем:

 

a_w = (21 + 83) · 1,5/(2 · cos 12,83857 °) = 80 мм.

 

10. Основные геометрические параметры передачи представлены в табл. 4.1:

 

Таблица 4.1. Расчет основных геометрических параметров передачи.

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр, мм	делительный	d1 = m z1 / cos = = 2 · 21 / cos 12,83857 °= =32,31мм	d2 = m z2 / cos  = =2 · 83 / cos 12,83857 °=  = 127,69мм
	вершин  зубьев	da1 = d1 + 2 m = =32,31 + 2 · 1,5 = 35,31мм	da2 = d2 + 2 m = =127,69 + 2 ·1,5 = 130,69
	впадин зубьев	df1 = d1 - 2,4 m = =32,31 - 2,4 · 1,5 = 28,71мм	df2 = d2 - 2,4m = = 127,7 - 2,4 · 1,5= 124,09
Ширина венца, мм		b1 = b2 + (2..4) = 30мм	b2 = aaW = 26мм

 

4.2 Проверочный расчет

 

Проверяем межосевое расстояние:

 

a_w = (d₁ +d₂)/2 = (32,31 + 127,69) / 2 ≈ 80 мм.(4.10)

 

Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес: D_заг  D_пред; S_заг  S_пред. Диаметр заготовки шестерни

 

D_заг = d_а1 + 6 мм = 35,31 + 6 = 41,31 мм.

Толщина диска заготовки колеса S_заг = b₂ + 4 мм = 26 + 4 = 30 мм. D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм. 41,31<125 и 30 < 80, следовательно, условие выполняется.

13. Проверяем контактные напряжения σ_н, Н / мм²:

 

_H = K√F_t(U_ф + 1) K_H K_ K_ / (d₂ b₂) ≤ []_H.(4.11)

 

где а) К  вспомогательный коэффициент, равный 376;

 

б) F_t = 2 T₂ 10³ / d₂ - окружная сила в зацеплении, Н:

F_t = 2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,87 H;

 

в) К_Н  коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_Н определяется по графику на рис. 4.2 /1/ в зависимости oт окружной скорости колес v м/с, и степени точности передачи (табл. 4.2 /1/). Окружная скорость колес определяется по формуле

v = ₂ d₂ /(2· 10³) = 25 · 127,69 / (2 · 1000) ≈ 1,6 м/с.(4.12)

Данной окружной скорости соответствует 9-я степень точности передачи. По указанной степени точности передачи и окружной скорости определяем коэффициент К_H = 1,114 ;

г) К_Hυ  коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3 1), равный 1,22 .

Подставив все известные значения в расчетную формулу (4.11), получим:

_H = 376 · √1650,87 · (3,95 + 1) · 1,114 · 1 · 1,022 /(127,69 · 26) = 629,4 Н / мм².

 

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2, Н/мм²:

_F2 = Y_F2 Y_ F_t K_F K_F K_Fv / ( b₂ m ) ≤ []_F2 ,(4.13)

_F1 = _F2 Y_F1 / Y_F2 ≤ []_F1 ,(4,14)

 

где a) m — модуль зацепления, мм; b₂ — ширина зубчатого венца колеса, мм; F_t — окружная сила в зацеплении, Н;

б) K_Fa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_Fa зависит от степени точности передачи. К_Fa = 1;

в) К_F — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес К_F = 1;

г) К_F — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3 /1/), равный 1,058 ;

д) Y_F1 и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

 

z_v1 = z₁ / cos³ 21  ,92686 = 22,7 (4.15)

 

и колеса

 

z_v2 = z₂ / cos² 83  ,92686 = 89,5 (4.16)

 

где  — угол наклона зубьев;

 

Y_F1 = 3,959 и Y_F2 = 3,600;

 

е) Y_ = 1 -  14 = 1 – 12,83857  14 = ,983 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

ж) []_F1 и []_F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².

Подставив все значения в формулы (4.13 - 4.14), получим:

 

_F2 = 3,60 · 0,91 · 1650,87 · 1 · 1 · 1,058 /(26 ·1,5) = 146,46 ≤ _F2

_F1 = 146,46 · 3,959 / 3,60 = 161 ≤ _F1

 

15. Составим табличный ответ к задаче 4:

 

Таблица 4.2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	80	Угол наклона зубьев 	12,83857
Mодуль  зацепления m	1,5	Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:
шестерни b1	30	шестерни d1	32,31
колеса b2	26	колеса d2	127,69
Число зубьев:		Диаметр окружности вершин:
шестерни z1	21	шестерни da1	35,31
колеса z2	83	колеса da2	130,69
Вид зубьев	косые	Диаметр окружности впадин:
		шестерни df1	28,71
		колеса df2	124,09
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения H, Н/мм2		637,2	629,4	Недогрузка 1,22%
Напряжения изгиба, Н/мм2	F1	232,5	161	Недогрузка 30%
	F2	220,5	146,46	Недогрузка 33,5%