2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Материалы зубчатых колес.
Сталь 45 с термообработкой – улучшенная. Выбираем 269…302 НВ; т = 650 Н ∕мн²
диаметре (предполагаемом) D ≤ 80 мм
для колеса твердость 235…262 НВ2 ; т = 540 Н ∕мн²
при предполагаемой ширине заготовки колес S ≤ 80 мм
Выбираем среднее значение твердости:
Твердость шестерни – 280 кв1;
Твердость колеса – 250 кв2
При этом НВ1 – НВ2 = 280 – 250 = 30 ( условие соблюдает)
Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса
[п] = (п ∕ [Sп]) ∙кп (11)
по = 2 Нв + 70 (12)
[Sп] = 1.1
кп = 1
[п]1 = ((2 Нв 70) [Sп]) ∙ кп = ((2 ∙ 280 + 70) : 1.1) ∙ 1 = 573 к ∕мм² (13)
Для надежности при расчете прямозубых цилиндрических передач за величину [п] принимают меньшее значение из допускаемых [п]1 и [п]2
Принимаем [п] = [п2] = 518 к ∕мм²
Допускаемые напряжения изгиба по формуле:
[п] = (fo ∕ [Sf]) ∙кfc ∙кfl (14)
где fo = 1.8 Нв
[Sf] = 1.75
кfc = 1/1,8nB1; kfl =1/_1,8·280
[fa]1= [Sf] · Kfl ∙Kfc = 1,75 =288 Н ∕мм²
[fa]2= 1,8·250/1,75 ·1 ·1 = 257 Н ∕мм²
Расчетные коэффициенты. Принимаем 4а=0,4 как для симметрично расположенных колес, и коэффициент Кив=1, как для прирабатывающих колёс (твердость колёс меньше 350 нв , нагрузка постоянная).
Мешаевы расстояние передачи
по стандарту принимаем аn=160мм.
Ширина зубчатого венца колеса: в2=ψa·am=0,4·160=64 мм
Шестерни: в1≈1,12·в2=1,12·64=71,7мм
Принимаем стандартное значение по таблице: В2=63мм; В1=71мм
Модуль зубьев по формуле:
m = _6,8М2(W+1)/4·aw·b2[Gк]2 = 6,8·325·2·10³·5/4·160·63·257 = 1,07 мм
принимаем стандартное значение m=2 мм
Суммарное число зубьев:
Е = 2a ω /м = 2·160/2 = 160 (17)
число зубьев шестерни
1 =Е/(4+1) = 160 : 5 = 32
2 = Е -1 (18)
= 160-32 = 128
Фактическое передаточное число:
Иф = 2/1 = 128/32 = 4
- что соответствует заданному (номинальному значению)
Основные геометрические размеры передачи:
Делительные диаметры
d1 = m ·1 = 2 ·32 = 64 (19)
d2= m ·2 = 2·128 = 256
уточняем межосейное расстояние:
an = (d1 + d2)/2 = (64+256)/2 = 160мм (20)
Диаметр окружностей верхних зубьев шестерни и колеса:
da1 = d1+2м = 41+2 · 2 = 52
da2 = d2+2м =192+2 · 2 = 196
Пригодность заготовки шестерни Д и ширина S:
Д = da1 + 6мм = 52+6=58мм
Д=58мм< 80 мм
S=b2+4мм=63+4=67<80 мм
Условие пригодное заготовок выполняются последовательно, требуется механические характеристики м.б. получены при термообработке.
Выбранная сталь 45 не требует применений.
Окружная скорость зубчатых колес и степень тонкости
υ = п · n1 · d1/60 = 3.14 · 472.2 · 10³ · 63/60 = 1.6 м/с (21)
Для уменьшения динамической нагрузки применяем 8 степень точности (по таблице)
Силы в зацеплении i окружная сила
Ft = 2м2/d2 = 2 · 325 · 10³ / 256 = 2539H (22)
Fr = Ft ctg аw = 2539,1 · tg20º = 2539,1 · 0.36 = 914 H (23)
Принимаем коэффициент динамической нагрузки Knυ=1.2 (по таблице)
Рассчитываем контактное напряжение.
n = 310/aw · n (24)
н = 310/160 · 4 = 0,48 = 0,48 879,6 = 422 н/мм
по условию
n² (0.8м · 1.1); [Gн] = (0.8 м · 1,1)518 = 414 и 570 н/мм²
Т.к. расчетное Gn=412 н/мм² находится в пределах допускаемых значений напряжений, то контактная прочность зубьев обеспечивается
Коэффициент формы зуба Јf :
для шестерни : 1 = 32; Јf1=3,78
для колеса: 2 =128; Јf2=3,6
сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб
Шестерни: [n]1/ Јf1 = 288/3,78 = 76,2 н/мм²
колеса : [n]2/ Јf2 = 257/3,6 = 71, 4 н/мм²
Прочность зубьев колеса оказалась менее прочности зубьев шестерни.
[n]1/ Ј f1<[n]1/Ј f2
- поэтому проверенный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса.
Принимаем коэффициенты: К Fв=1 К Fυ=1,4
Расчетное напряжение изгиба в основании ношии зубьев колеса:
f2= Ј f2 · Pt/В2м k pв Kpv = 3.6 · 2539.1/63 · 2 · 1 · 1.4 = 101.6 н/мм²<
[f]2=257 н/мм (25)
Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.
... положения зубчатых колес относительно опор для последовательного определения опорных реакций и проверочного расчета вала, а также проверочного расчета подшипников. С учетом типа редуктора предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники. По диаметру цапфы (dn2 = 50 мм). Выбираем по каталогу подшипники ведомого вала 7210. Назначаем способ смазки: зацепление зубчатой пары – ...
... в часах: где n1 –частота вращения ведущего вала редуктора. Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий: Fa=...H; Fr=...H; Ft=...H. Нагрузка на вал от муфты Fм=...Н. Из первого этапа компоновки: L2=...м. L3=...м. Составляем расчётную схему вала: Реакции опор: Горизонтальная плоскость Проверка: Вертикальная плоскость: Проверка: ...
... w и Т заносятся в таблицу 3.1. Примечание. Для одноступенчатого редуктора крутящий момент определяется по формуле , [Н·м]; , [Н·м]; [Н·м]; , [Н·м]. [Н·м]. Расчет клиноременной передачи Расчет клиноременной передачи проводим исходя из ранее рассчитанной мощности электродвигателя, Рэд и принятого передаточного отношения клиноременной передачи iр.п.=2. Определение сечения ремня ...
... 365·6·2·8=35040 ч. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда L΄h= Lh·0,85=35040·0,85=29784 ч. Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30·103 ч. 2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА Выбор материала и назначение термической обработки Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением. Для шестерни: НВ1=269…302 = 285,5; Для колеса: ...
0 комментариев