ПОЗНАВАТЕЛЬНОЕ

Оси и плоскости тела человека - Тело человека состоит из определенных топографических частей и участков, в которых расположены органы, мышцы, сосуды, нервы и т.д.

Отёска стен и прирубка косяков - Когда на доме не достаёт окон и дверей, красивое высокое крыльцо ещё только в воображении, приходится подниматься с улицы в дом по трапу.

Дифференциальные уравнения второго порядка (модель рынка с прогнозируемыми ценами) - В простых моделях рынка спрос и предложение обычно полагают зависящими только от текущей цены на товар.

Определение допускаемых контактных напряжений.

12 3

Выбор материалов и термической обработки колес.

При мелкосерийном производстве для изготовления колёс выбираем легированную сталь.

Для шестерни сталь 40Х, термообработка-улучшение, твёрдость 269-302 НВ, средняя твёрдость НВ₁=285;

Для колеса сталь 40Х, термообработка-улучшение, твердость 235-262 НВ, средняя твёрдость НВ₂=250.

Определение допускаемых контактных напряжений.

[σ_H] = σ_Hlim Z_N/S_H, МПа, где σ_Hlim-предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений N_H₀, S_H-коэффициент запаса прочности (S_H=1,1), Z_N-коэффициент долговечности.

Для шестерни σ_Hlim₁=2НВ₁+70=2•285+70=640 МПа;

Для колеса σ_Hlim₂=2НВ₂+70=2•250+70=570 МПА

Базовое число циклов напряжений:

Для шестерни N_H₁=30(HB₁)^2,4=30•285^2,4≈2,3•10⁷

Для колеса N_H₂=30(HB₂)^2,4=30•250^2,4≈1,7•10⁷

Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения:

N_K=60 n c L_h

Где n-частота вращения шестерни, колеса, мин-1

с-число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с=1.

L_h-срок службы передачи

L_h=2920 L K_г К_с

Где L-число лет работы, L=5 лет;

K_г-коэффициент годового использования передачи, K_г=0,85;

К_с-число смен работы передачи в сутки, К_с=3.

L_h=2920•5•0,85•3=37230 ч

Расчетное число циклов напряжений:

Для шестерни N_K₁=60n₁c L_h=60•471,5•1•37230=105,3•10⁷;

Для колеса N_K₂=60n₂c L_h=60•74,8•1•37230=16,7•10⁷;

Для длительно работающих передач при N_K> N_H₀ коэффициент долговечности равен:

Для шестерни = =0,82;

Для колеса = =0,89;

Допускаемые контактные напряжения:

Для шестерни [σ_H]₁=640•0,82/1,1=477,1 МПа;

Для колеса [σ_H]₂=570•0,89/1,1=461,2 МПа.

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

[σ_H]=0,45([σ_H]₁+[σ_H]₂) ≥ [σ_H]₂.

[σ_H]=0,45(477,1+461,2)=422,2 МПа < [σ_H]₂

Принимаем [σ_H]= [σ_H]₂₌461,2 МПа.

3.Определение допускаемых напряжений изгиба

[σ_F]= σ_Flim Y_R Y_Z Y_A Y_N/S_F , МПа.

Где σ_Flim - предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений N_F₀.

Для шестерни σ_Flim₁=1,75•HB₁=1,75•285≈498,7 МПа

Для колеса σ_Flim₂=1,75•HB₂=1,75•250≈437,5 МПа

S_F-коэффициент запаса прочности (S_F =1,7 таб.4)

Y_R - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями. При шлифовании и зубофрезеровании с параметром шероховатости R_Z ≤40 мкм (Y_R =1)

Y_Z - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. (Y_Z=1)

Y_А - коэффициент, учитывающий влияние двухсторонней приложенной нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки (передача нереверсивная, Y_А=1,0 ).

Y_N - коэффициент долговечности при расчёте зубьев на изгиб.

Y_N= ≥1

Где N_F₀ – базовое число циклов напряжений при расчёте на изгиб (N_F₀ =4•10⁶);

N_K – расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи.

q – показатель степени кривой усталости (q=6 при твердости зубьев Н≤350 HB

Так как число циклов напряжений для шестерни N_K₁=173,2•10⁷ и для колеса N_K₂=53,6•10⁷ больше базового числа циклов N_F₀=4•10⁶ , то принимаем Y_N =1.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ_F]₁=498,7 •1•1•1•1/1,7=293 МПа

[σ_F]₂=437,5 •1•1•1•1/1,7=257 МПа

4.Определение межосевого расстояния.

, мм.
К_а=410 МПа – вспомогательный коэффициент.

U – передаточное число (U=4,8)

T₁ – вращающий момент на шестерне (Т₁=120 Н•м)

К_Н – коэффициент нагрузки. Для косозубых и шевронных передач К_Н=1,2

ᴪ_ba – коэффициент ширины колеса. При несимметричном расположении косозубых колес относительно опор выбираем ᴪ_ba=0,4.

мм.

Принимаем из ряда стандартных чисел = 180 мм.

5. Определение модуля передачи.

Минимальное значение модуля из условий прочности на изгиб:

K_m = 5,6•10³ - для косозубой передачи;

b₂ – ширина венца колеса.

b₂= ᴪ_ba a_w=0,4•180=72,0 мм

Принимаем b₂=72 мм.

мм.

Максимальный допускаемый модуль передачи:

M_nmax≈2a_w/[17(4,8+1)]=2•180/17•5,8≈3,65 мм.

Диапазон от 1,2 до 3,65 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение нормального модуля m_n=2 мм.

6. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.

Z_S=2a_wcosβ/ m_n

Где β – угол наклона зубьев колес;

β > β_min=arcsin(4m_n/b₂)=arcsin(8/72)=6,37

Принимаем β=30^0.

Z_S=2•180 •0,866/2=155,88.

Принимаем Z_S=156.

7. Определение числа зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни:

Z₁= Z_S / (u+1) ≥ Z₁_min

Z₁_min=17 cos³β=17•(0,866)³=11,04

Z₁ =156/(4,8+1)=26,8 > Z₁_min

Принимаем Z₁=27.

Так как Z₁=27 >( Z₁_min+2)=14,то зубчатые колеса шевронной передачи изготовляются без смещения исходного контура (Х₁=Х₂=0).

Число зубьев колеса:

Z₂=Z_S – Z₁ для внешнего зацепления.

Z₂=156-27=129.

8. Уточнение передаточного числа.

u_ф = Z₂/Z₁=129/27=4,77

Отклонение от заданного передаточного числа

∆u=100 |u_ф-u|/u=100•|4,77-4,8|/4,8=0,63% < [∆u]=3%

9. Уточнение угла наклона зубьев.

Cosβ= m_n(Z₁+Z₂)/2a_w=2(27+129)/2•180=0,86667;

β=29,962⁰=29⁰55`34``

10. Определение размеров зубчатых колес.

Делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d₂:

d₁= m_n Z₁/соsβ=2•27/0,86667=62,307 мм;

d₂= m_n Z₂/соsβ=2•129/0,86667=297,691 мм.

Диаметры вершин зубьев шестерни d_a₁ и колеса d_a₂:

d_a1= d₁+2 m_n=62,307+4=66,307 мм;

d_a2= d₂ - 2 m_n=297,691 – 4=293,699мм.

Диаметры впадин зубьев шестерни d_f₁ и колеса d_f₂:

d_f₁= d₁-2,5 m_n=62,307 – 5=57,307 мм.

d_f₂= d₂+2,5 m_n=297,691-5=292,691 мм.

Ширина зубчатого венца шестерни b₁ и колеса b₂;

b₂=ᴪ_baa_w=0,4•180=72

b₁=b₂+5=77 мм.

11. Размеры заготовок.

Диаметр заготовки шестерни

D_заг = d_a₁+6=66,307+6=72,307 мм.

Для колеса с выточками: толщина диска

С_заг=0,5 b₂=0,5•77=38,5 мм.

S_заг=8 m_n=8•2=16 мм.

Предельные размеры заготовок для стали 40Х:

D_пр=125 мм; S_пр=125 мм (см табл.2)

Условие пригодности заготовок выполняются, так как D_заг < D_пр ;

С_заг < S_пр ; S_заг < S_пр .

12 3