Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [3, стр. 97]

2. Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [3, стр. 97]

σ_НР = σ⁰_НРK_HL, (5)

где σ⁰_НР – допускаемое контактное напряжение, МПа;

K_HL – коэффициент циклической долговечности.

Допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе определяется по формуле

σ_FP = σ⁰_FРK_FL, (6)

где σ⁰_FР – допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе, МПа;

K_FL– коэффициент циклической долговечности.

Принимаем [3, табл. П28] для стали 45, нормализация, твердость рабочих поверхностей НВ180…200: допускаемое контактное напряжение σ⁰_НР = 420 МПа; база испытаний напряжений, соответствующая длительному пределу выносливости N_HO = 10⁷; допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе σ⁰_FР = 110 МПа для реверсивной передачи; база испытаний напряжений N_FO = 4·10⁶ – для колеса.

Назначая ресурс передачи t_ч = 20000ч, находим число циклов перемены напряжений [3, с.97] по формуле

N_HЕ = N_FЕ = 60 t_ч n₂, (7)

где N_HЕ, N_FЕ – относительное эквивалентное число циклов напряжения;

t_ч – наработка передачи в часах;

n₂ – частота вращения тихоходного вала, мин ^–1.

Тогда по формуле (7) получаем

N_HЕ = N_FЕ = 60· 20000·600 = 72·10⁷

Так как N_HЕ > N_HO и N_FЕ > N_FO, то значения коэффициентов долговечности K_HL = 1 и K_FL = 1.

Допускаемые напряжения определяются по формулам (5) и (6):

для колеса

σ^′′_НР = 420∙1 = 420 МПа;

σ^′′_FP = 110∙1 = 110 МПа;

для шестерни

σ^′_НР = 600∙1 = 600 МПа;

σ^′_FP = 130∙1 = 130 МПа.

1.Параметры зубчатой передачи начнем определять с вычисления межосевого расстояния [3, с.92]. Межосевое расстояние определяем по формуле

a_w = K_a (u + 1) , (8)

где T₁ – вращающий момент на быстроходном валу, Н∙м;

u – передаточное отношение редуктора;

σ_HP – допускаемое напряжение на контактную выносливость зубьев колеса, МПа.

Находим значения коэффициентов: К_а = 4950Па^{1/ 3} – для стальных прямозубых колес по [3, табл. П22]; коэффициенты ширины зубчатых колес ψ_ba= 0,4 по [3, с.95]; ψ_bд определяем согласно рекомендациям [3, с.96] по формуле

ψ_bд = 0,5 ψ_ba(u + 1), (9)

где u – передаточное отношение редуктора.

Подставляя числовые значения в формулу (9), получаем

ψ_bд = 0,5·0,4(1,6+1) = 0,52.

Согласно рекомендациям [3,табл. П25] коэффициент распределения нагрузки

по ширине венца K_Hβ = 1,02. Подставляем числовые значения в формулу (8) и определяем межосевое расстояние

a_w = 4950(1,6 +1)  =

=12870·= 0,093 м.

По СТ СЭВ 229 – 75 [3, с.302] принимаем a_w = 90мм.

2. Определяем нормальный модуль при известном межосевом расстоянии из соотношения по [3, с. 93 ]

m_n = (0,01…0,02) a_w, (10)

где a_w – межосевое расстояние, мм.

Тогда по формуле (10) получаем

m_n = (0,01…0,02)∙90 = 0,9…1,8 мм.

По СТ СЭВ 310 – 76 принимаем m_n = 1,5 мм.

3. Определяем число зубьев шестерни и колеса по [3, с.91]. Межосевое расстояние связано с числом зубьев шестерни следующим соотношением

a_w = 0,5m_n z₁(u + 1), (11)

где a_w – межосевое расстояние, мм;

m_n – модуль, мм;

u – передаточное число;

z₁ – число зубьев шестерни;

Выразив из формулы (11) число зубьев шестерни, получим:

z₁ = 2 a_w /[ m_n (u + 1)] (12)

По формуле (12) определяем число зубьев шестерни

z₁ = 2· 90/[1,5∙ (1,6 +1)] = 46,1.

Принимаем z₁ = 46. Тогда, согласно рекомендациям [3, с. 305], определяем число зубьев колеса по формуле

z₂ = u · z₁, (13)

где u – передаточное число;

z₁ – число зубьев шестерни.

Подставляем числовые значения в формулу (13) и определяем число зубьев колеса

z₂ = 1,6 · 46 = 73,6;

принимаем z₂ = 74.

Похожие работы

Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке

Скачать

45166

14

5

... напряжения σэкв = 1, 3 Fр / А (109) σэкв = 1, 3 *1780, 08 / 84, 2 = 27, 48 Н/мм2 [σ] 27, 48  75 Проверить прочность стяжных винтов подшипниковых узлов быстроходного вала цилиндрического редуктора. Rу – большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного вала, Rу = 2256, 08 Н. Диаметр винта d2 = 12 мм, шаг резьбы Р = 1, 75 мм. Класс прочности 5.6 ...

Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфты

Скачать

42214

6

8

... с синхронной частотой вращения 750 об/мин. 2. Кинематический и энергетический расчёт привода 2.1 Кинематический расчёт Требуемое передаточное число привода при принятом электродвигателе: Разобьём передаточное число привода между редуктором и ремённой передачей. Примем: передаточное число ремённой передачи ирп = 3,55, тогда передаточное число редуктора: Частота вращения ...

Проектирование индивидуального провода

Скачать

17267

2

12

Определяем действительное передаточное число привода u0 по формуле 3.8[1]  (7) Рассчитываем действительное передаточное число открытой цилиндрической передачи u89  (8) Нагрузочные характеристики каждого из валов привода (мощность Pj, частота вращения nj, крутящий момент Tj) приведены в таблице 1.1, заполненной на основании таблицы 1.2.6.[2]. Таблица 1.1 – Силовые и ...

Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

Скачать

20220

7

5

... 1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи u = 2¸ 3 1.7 Определяем передаточное отношение редуктора Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U=2¸ 3 , где U - передаточное отношение двигателя Uоп - передаточное отношение открытой передачи ...