Расчёт конической быстроходной передачи

2.2 Расчёт конической быстроходной передачи

Принимаем для конической передачи на быстроходной ступени передачу с круговым зубом при β=30⁰ и проводим проектировочный расчет, определяя делительный диаметр шестерни в среднем сечении при коэффициентах К_d=600; Z_M=275 МПа; К_bL=b/R_L=0.285, θ_н=1.25 коэффициент нагрузки при круговом зубе.

=1.07 см. [Балдин, Галевко; стр. 66; рис 3,7]

Число зубьев шестерни Z₁=19 и Z₂=19*3,55=67

Приложение: см. [Балдин, Галевко; стр. 68; рис 3,8]

Определим модуль в среднем сечении

Принимаем стандартное значение m_nm=2, тогда новые значения составляют

d_m1=m_nm*Z1/cos β₁=2*19/0.867=43,83 мм

d_m2=m_nm*Z2/cos β₁=2*67/0.867=154,56 мм

m_te=m_nm/(cos β₁*(1–0.5*K_bL))=2/(0.886*(1–0.5*0.285))=2.69 мм

диаметры делительных конусов на внешнем торце конической ступени

d_e1=2.69*19=51.11 мм

d_e2=2.69*67=180,23 мм

d_a1=d_e1+2m_te=51.11+2*2.69=56.49 мм

d_a2=d_e2+2m_te=180.23+2*2.69=185.61 мм

Проверим отсутствие пересечения вала III с колесом Z2 при межосевом расстоянии a_w=160 мм. Минимальный диаметр вала III

d=(Т_ш1000/(0,2 [τ_кр])^0.33=(1000*544/(0.2*25))^0.33=47.7

d_a2/2+47.7/2=185.61/2+24=116.80<160 т.е. колесо Z2 не пересекает вал III

Конусное расстояние R_l=0.5m_te*(Z₁²+Z₂²)^0.5=0.5*2*(19²+67²)^0.5=69.64 мм

Ширина колеса b_w=R_l*K_bl=69.64*0.285=19.85 мм→20 мм

Угол делительного конуса шестерни δ₁=arctg (Z1/Z2)=arctg (19/67)=15⁰49`

δ₂=90 – δ₁=74⁰10`

2.3 Проверочный расчёт на изгибную выносливость быстроходной ступени

Определение слабого элемента контактирующих колёс

Имеем Z₁=19, cosβ=0.867, Z₂=67

Эквивалентное число зубьев:

Z_v1=Z₁/(cos³β*cosδ₁)=19/(0.867³*0.97)=30.06

Коэффициент формы зуба Y_f4=3.95 при X=0

Приложение см. [Балдин, Галево; стр. 43; рис 2,13]

При Z₂=67 эквивалентное число зубьев

Z_v2=Z₂/(cos³β*cosδ₂)=67/(0.867³*0,243)=423,07

Коэффициент формы зуба Y_f4=3.79 при Х=0

Сравним [σ_F]₁/Y_F1 и [σ_F]₂/Y_F2; 278/3,95=70,4>259/3.79=68.3

Вывод: слабым элементом является зуб колеса, поэтому расчёт изгибной выносливости ведём по зубу колеса [σ_F]₂=259 МПа

Определение расчётной нагрузки при расчёте на изгибную выносливость

ν_F=0.94+0.08*U_б=0,94+0,08*3.55=1.224 коэффициент нагрузочной способности для конических передач с круговым зубом;

K_Fβ=1.103 при Ψ_bl=0.590

K_FV= 1,11 при HB<350, V=3.83 м/с, и 8 ой степени точности

K_Fα=1.22

Определение действующих напряжений изгиба для зуба колеса.

 МПа

y_β=cosβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Определение коэффициента торцевого перекрытия.

Вывод: σ_F2=81.39 МПа ≤ [σ_H]=259 МПа, работоспособность зубчатой передачи по изгибной выносливости обеспечена.

Проверочный расчет зубьев при перегрузках.

Расчет ведется по T_max в момент пуска, T_max/T_ном=2,4 из характеристики двигателя.

Контактные напряжения в момент пуска:

Вывод: σ_Hmax=848 МПа ≤ [σ_H]_max3=1260 МПа, контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.

Напряжения изгиба в период пуска:

Вывод: σ_Fmax=195.3 МПа ≤ [σ_F]_max3=685 МПа, изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.