Расчет закрытой зубчатой передачи

Контрольная работа № 2

Растёт закрытой зубчатой передачи Задание: по исходным данным произвести расчет зубчатой передачи на сопротивление контактной и изгибной усталости. Параметрам, относящимся к шестерне, присваивается индекс «1», а к колесу — «2».

Исходные данные:

где ХТРН — характер типового режима нагрузки, а СТП — степень точности передачи.

1. Выбор материалов При заданном типовом режиме нагружения передачи выбираем материал:

НВ₁ = 235 — 262; сталь 40Х, улучшение;

НВ₂ = 179 — 207; Сталь 45 с нормализацией где НВ — числа твердости по Бинеллю.

Средняя твердость для материалов шестерни и колеса:

НВ_1СР = 0,5(НВ_1min + НВ_1max) = 0,5(235 + 262) = 248,5

НВ_2СР = 0,5(НВ_2min + НВ_2max) = 0,5(179 + 207) = 193

2. Определение допускаемых напряжений для расчетов зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба Расчетное число циклов работы:

N₁ = t60n₁c = 10 950· 60·1500·1 = 9,9· 10⁸

N₂ = t60(n₁/u)c = 10 950· 60(1500/6,3) · 1 = 1,6· 10⁸

Определение базы контактных напряжений N_H0 в соответствии с твердостью выбранных материалов.

Из таблицы 2.1 (Матюшин, Е. Г. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи: методические указания / Е. Г. Матюшин, А. Н. Луцко. — СПб.: СПбГТИ (ТУ), 2014. — 35 с.) получаем:

Так как N > N_H0, то принимаем коэффициент долговечности по контактным напряжениям K_HL = 1.

Определение значений пределов выносливости у_Hlim1 для шестерни, у_Hlim2 для колеса и коэффициента запаса прочности S_H.

При НВ_СР?350НВ то у_Hlim1 = 2НВ_1СР + 70 = 2· 248,5 + 70 = 567 МПа у_Hlim2 = 2НВ_2СР + 70 = 2· 193 + 70 = 456 МПа

S_H = 1,1 S_F = 1,5

у_Flim1 = 1,75HB_1CP = 1,75· 248,5= 435 МПа у_Flim2 = 1,75HB_2CP = 1,75· 193 = 338 МПа Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса:

3. Расчет зубьев на сопротивление усталости по контактным напряжениям где K`_Hб — коэффициент распределения нагрузки (1 — 1,2)

K`_Hв — коэффициент концентрации нагрузки по ширине венца 1,12

K`_Hн — коэффициент динамичности 1,15

Межосевое расстояние:

Полученную величину округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 2185–66 и принимаем a_w = 250 мм Ширина колеса и шестерни:

b₂ = ?_aa_w = 0,4· 250=100 мм. b₁ ~ 1,12b₂ = 112 мм Определение фактической окружной скорости

V = 0,001н = 0,005 м/с Уточнение коэффициента нагрузки (K`_H) до значения K_H в соответствии с фактической скоростью и степенью точности:

Определение фактических значений расчётного крутящего момента Т_р и контактных напряжений у_Н

Определение геометрических параметров зубчатых колёс Определение угла наклона зуба Назначаем угл наклона зуба в пределах от 8 до 15 градусов в^` = 8 ?

Определение суммарного число зубьев для косозубой передачи Делительные диаметры Диаметры вершин Диаметры впадин Определение диаметров отверстий в ступицах шестерни и колеса Т. к d_в1 < d_f1, то в качестве ведущего звена используем вал-шестерню.

По ряду нормальных линейных размеров принимаем d_в1 = 25 мм, d_в2 = 40 мм.

Определение допускаемых напряжений для расчёта зубьев на изгиб зубчатый передача ступица шестерня Определение допускаемых напряжений изгиба, Мпа Расчёт на выносливость по напряжениям изгиба (проверочный расчёт) Определение коэффициентов формы зуба Y_F по эквивалентным числам зубьев

Y_F1 = 3.9 Y_F2 = 3.62

Определение коэффициента наклона зуба Y_в

Определение окружной силы, действующей на зубья колеса, (Н) Определение коэффициентов долговечности по изгибу для зубьев шестерни и колеса, N_F0 = 10⁴ — база изгибных напряжений.

Определение коэффициентов K_F нагрузки при расчёте на изгиб:

K_F = K_FбK_FвK_Fн = 0,91*1,01*1,17 = 1,08

Где K_Fб = 0,91, K_Fв = 1,01, K_Fн = 1,17

Определение фактических напряжений изгиба у_F для шестерни и колеса, (МПа) Вывод: поскольку допускаемые изгибные напряжения превышают фактические напряжения, условие прочности выполняется.