 |
АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция
Проверочный расчет. 12. Проверить пригодность заготовок колес
12. Проверить пригодность заготовок колес.
Условие пригодности заготовок колес:
Dзаг £ Dпред; Sзаг £ Sпред (см. 3.1, п. 1 и табл. 3.2).
Диаметр заготовки шестерни Dзаг = dae + 6мм.
Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:
Sзаг = 8 me(mte); Cзаг = 0,5b
Предельные значения Dпред и Sпред - из табл. 3.4
При невыполнении неравенств изменить материал колес или вид термической обработки.
Таблица 4.6. Коэффициенты смещения xe1 и xп1 для шестерен конических передач
| Z1 | xe1 при передаточном числе u | xп1 при передаточном числе u | ||||||||
| 2,0 | 2,5 | 3,15 | 4,0 | 5,0 | 2,0 | 2,5 | 3,15 | 4,0 | 5,0 | |
| - 0,44 0,42 0,40 0,38 0,36 0,34 0,29 0,25 0,20 | 0,50 0,48 0,47 0,45 0,43 0,40 0,37 0,33 0,28 0,22 | 0,53 0,52 0,50 0,48 0,46 0,43 0,40 0,36 0,31 0,24 | 0,56 0,54 0,52 0,50 0,48 0,45 0,42 0,38 0,33 0,26 | 0,57 0,55 0,53 0,51 0,49 0,46 0,43 0,39 0,34 0,27 | 0,32 0,30 0,29 0,27 0,26 0,24 0,22 0,19 0,16 0,11 | 0,37 0,35 0,33 0,31 0,30 0,27 0,26 0,21 0,18 0,14 | 0,39 0,37 0,35 0,33 0,32 0,30 0,28 0,24 0,21 0,16 | 0,41 0,39 0,37 0,35 0,34 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17 | 0,42 0,40 0,38 0,36 0,35 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17 |
Таблица 4.7. Коэффициент формы зуба YF
| Zu | Коэффициент смещения режущего инструмента x | ||||||||||
| - 0,5 | - 0,4 | -0,3 | -0,2 | -0,1 | +0,1 | +0,2 | +0,3 | +0,4 | +0,5 | ||
| ¥ | - - - 4,6 4,12 3,97 3,85 3,73 3,68 3,62 3,63 | - - 4,6 4,32 4,02 3,88 3,79 3,7 3,67 3,62 3,63 | - - 4,39 4,15 3,92 3,81 3,73 3,68 3,65 3,62 3,63 | - 4,55 4,2 4,05 3,84 3,76 3,7 3,65 3,62 3,62 3,63 | 4,5 4,28 4,04 3,9 3,77 3,7 3,66 3,62 3,61 3,62 3,63 | 4,27 4,07 3,9 3,8 3,7 3,65 3,63 3,61 3,6 3,62 3,63 | 4,03 3,89 3,77 3,7 3,64 3,61 3,59 3,58 3,58 3,60 3,63 | 3,83 3,75 3,67 3,62 3,58 3,57 3,56 3,56 3,57 3,59 3,63 | 3,67 3,61 3,57 3,55 3,53 3,53 3,53 3,54 3,55 3,58 3,63 | 3,53 3,5 3,48 3,47 3,48 3,49 3,5 3,52 3,53 3,56 3,63 | 3,4 3,39 3,39 3,4 3,42 3,44 3,46 3,5 3,52 3,54 3,63 |
13.Проверить контактные напряжения SH, Н/мм2:
sH = 470 ÖFtÖu2ф+1 КнaКнbКнu £[s]H,
uH dе2 b
где а) F1 = 2Т2*103/d2 – окружная сила в зацеплении, Н;
б) Кнa =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;
в) Кнu - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.3 в зависимости от окружной скорости колес u = w2d2/(2*103), м/с, и степени точности передачи (см. табл. 4.2);
г) значения dе2 , мм п.10; Т2, Н*м; [s]H, Н/мм2; uH; Кнb; b, мм; uф ; d2, мм (см. 4.2, пп. 1,4,7,11); w2 - угловая скорость вала колеса редуктора или открытой передачи, 1/с (см. табл. 2.5).
Допускаемая недогрузка передачи (sH < [s]H) не более 10% и перегрузка (sH >[s]H) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса и шестерни b. Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить внешний делительный диаметр колеса dе2, либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряжения (см. 3.1, п. 1,2) и повторить весь расчет передачи (см. 4.1, пп. 13).
14. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни sF1 и колеса sF2, Н/мм2 :
sF2 = YF2Yb F1 * KFaKFbKFu £[s]F2 ;
uFb me(mte)
sF1 = sF2 YF1/YF2 £[s]F1,
где а) значения b, мм; me(mte), мм; uF; KFb; F1, Н см. 4.2, пп. 4,5,13;
б) KFa = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;
в) KFu - коэффициент динамической нагрузки. Определяется аналогично коэффициенту KНu (см. 4.2, п. 13);
г) YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по табл. 4.7 интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Zu1 и колеса Zu2 :
для прямозубых колес для колес с круговыми зубьями
Zu1 = Z1/cosd1; Zu1 = Z1/cosd1 cos3b;
Zu2 = Z2/cosd2; Zu2 = Z2/cosd2 cos3b,
где b = 35° - угол наклона зубьев;
д) Yb =1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;
е) [s]F1 и [s]F2 – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/ мм2 (см. 3.1, п. 3).
Если при проверочном расчете sF значительно меньше [s]F , то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если sF ³ [s]F свыше 5%, то надо увеличить модуль me(mte), соответственно пересчитать число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2 и повторить проверочный расчет на изгиб (см. 4.1, п. 14). При этом внешний делительный диаметр колеса dе2 не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи (см. 4.2, п. 10).
15. Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4.8).
Поиск по сайту: