Предыдущая страница реферата | 2  3  4  5  6  7  8  9  10  11  12 | Следующая страница реферата

Межосевое расстояние определяется по формуле /8/:

где Ка = 495 - для прямозубых передач, Ка = 430 - для косозубых передач;

Т - передаваемый крутящий момент, Н*м; u - передаточное число передачи;

[?н] - допускаемое контактное напряжение.

Определяем ширину зубчатого венца колеса по формуле /8/: bw = ?bа * а (2.2.1.7.)

Ширина венца шестерни bw1 = bw2 + (3...5) мм bw2 = 0,35 * 212 = 74,2 мм, полученное значение уточняем по ГОСТ 6636-69, принимаем bw2 = 80 мм. bw1 = 80 +4 = 84 мм

Определяем модуль в нормальном сечении по формуле /8/: mn = (0,01...0,02) * a ? 2 мм (2.2.1.8.) mn = 0,0195 * 212 = 4,1 мм, принимаем mn = 4 мм.

Определяем суммарное число зубьев колеса /8/:

ZS = (2 * a * cos?) / mn , (2.2.1.9.) где cos? - угол наклона зубьев колеса (? =8...160).
Принимаем ? = 110; cos 110 = 0,9816.

ZS = (2 * 212 * 0,9816) / 4 = 104

Уточняем значение угла ? по формуле /8/: cos? = (ZS * mn) / (2 * аw) (2.2.1.10.) cos? = (104 * 4) / (2 * 212) = 0,9811 ? = 110 16'

Число зубьев шестерни /8/:

Z1 = ZS / (u +1) ? Z1 min , (2.2.1.11.) где Z1 min = 17 * cos3? = 17 * 0,98113 = 16

Число зубьев колеса /8/:

Z2 = ZS - Z1 (2.2.1.12.)

Z1 = 104 / (6,6 +1) = 16,2; Z1 = 16 ? 16.

Z2 = 104 - 16 = 88

Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес: диаметр шестерни /8/: d1 = (mn * Z1) / cos? (2.2.1.13.) d1 = (4 * 16) / 0,98 = 65,3 мм диаметр колеса /8/: d2 = (mn * Z2) / cos? (2.2.1.14.) d2 = (4 * 88) / 0,98 = 359,2 мм диаметры окружности вершин зубьев /8/: da1 = d1 + 2 * mn (2.2.1.15.) da2 = d2 + 2 * mn da1 = 65,3 + 2 * 4 = 73,3 мм da2 = 359,2 + 2 * 4 = 367,2 мм диаметры окружности впадин зубьев /8/: df1 = d1 - 2,5 * mn (2.2.1.16.) df2 = d2 - 2,5 * mn df1 = 65,3 - 2,5 * 4 = 55,3 мм df2 = 359,2 - 2,5 * 4 = 349,2 мм

Определяем значение контактных напряжений /8/:

где Zн = 1,77 * cos? , Zм = 275 МПа, ZS = 1 / Еа , где Еа - коэффициент торцевого перекрытия.

Еа =[1,88 - 3,2*(1/Z1 + 1/Z2)] * cos? (2.2.1.18)

Ft - окружная сила в зацеплении, определяется по формуле /8/:

Ft = (2 * T2) / d2 (2.2.1.19.)

Кн = 1,2...1,35, большие значения при несимметричном расположении колес
(Кн = 1,2).
Ft = (2 * 803) / 0,3592 = 4471 Н
Еа = [1,88 - 3,2*(1/16 + 1/88)] * 0,98 = 1,61
ZS =
Zн = 1,77 * 0,98 = 1,73

Для определения твердости рабочих поверхностей принимаем ?н = [?н], где [?н] - допускаемое контактное напряжение, при твердости ? 350 Н.

[?н] = (2 * НВ + 70) / 1,1 * КHL (2.2.1.20.)

Из формулы 2.2.1.20. твердость рабочих поверхностей зубьев:

НВ = (1,1 * [?н] - 70) / 2 = (1,1 * 441 - 70) / 2 = 207,55

По табл.2.2. /6/ для изготовления колес назначаем сталь 45, термообработка - улучшение; твердость зубьев колеса НВ = 192...240 Нвср = 216; твердость зубьев шестерни НВ = 241...285 Нвср = 263.

Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба /8/:

?F = YF * Y? * YЕ * (Ft * KF) / (bw * mn) ? [?F], (2.2.1.21.) где [?F] - допускаемое напряжение изгиба /8/:

[?F] = (?F0 / SF) * KFL , (2.2.1.22.) где ?F0 - предел выносливости (?F0 = 1,8 * НВ);

SF - коэффициент долговечности (SF = 1,7);

YF - коэффициент формы зуба, определяется по числу зубьев эквивалентного колеса ZV (рис.2.23. /6/);

ZV = Z / cos3? (2.2.1.23.)

Y? - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев;

Y? = 1 - ?0 / 140 (2.2.1.24.)

YЕ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

YЕ = 1 / Еа (2.2.1.25.)

КF - коэффициент нагрузки (KF = 1,3...1,5).
Для шестерни ZV1 =16 / 0,98 = 16,3 YF1 = 4,17
Для колеса ZV2 =88 / 0,98 = 89,8 YF2 = 3,6
Для шестерни и колеса Y? = 1 - 11,16 / 140 = 0,92

YЕ = 1 / 1,61 = 0,62

Предел выносливости: для шестерни ?FО1 = 1,8 * 263 = 473,4 МПа для колеса ?FО2 = 1,8 * 216 = 388,8 МПа

Допускаемое напряжение изгиба: для шестерни [?F1] = (473,4 / 1,7) * 1 = 278,5 МПа для колеса [?F2] = (388,8 / 1,7) * 1 = 228,7 МПа

Напряжение изгиба для шестерни:
?F1 = 4,17 * 0,92 * 0,62 * (4471 * 1,3) / (84 * 4) = 41,1 МПа ? 278,5 МПа

Напряжение изгиба для колеса /8/:

?F2 = ?F1 * (YF2 / YF1) (2.2.1.26.)

?F2 = 41,1 * (3,6 / 4,17) = 35,5 МПа ? 228,7 МПа

Условие прочности зубьев на изгиб выполняется.

Определяем силы в зацеплении, рис.2.2.1.2.
Ft1 = - Ft2 = (2 * T1) / d1 = (2 * T2) / d2 (2.2.1.27.)
FR1 = - FR2 = Ft * (tg? / cos?) (2.2.1.28.)
Fа1 = - Fа2 = Ft * tg? (2.2.1.29.)
Ft1 = - Ft2 = (2 * 125,44) / 0,0653 = 3842 Н
FR1 = - FR2 = 3842 * (0,364 / 0,98) = 1427 Н
Fа1 = - Fа2 = 3842 * 0,197 = 756,9 Н

Силы, действующие в зацеплении зубчатой передачи.

Рекомендуем скачать другие рефераты по теме: изложение 9, менеджмент.





Предыдущая страница реферата | 2  3  4  5  6  7  8  9  10  11  12 | Следующая страница реферата