X 3.142 x 178,24 x 159,168 / (6 x 104 x (2,24 + 1)) = 0,917 м/с

2 x 3.142 x 178,24 x 159,168 / (6 x 104 x (2,24 + 1)) = 0,917 м/с

По найденной скорости получим Zv:

Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 0,9170.1 = 0,843

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни []H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;

для колеса []H2 = 490,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 200,455 МПа;

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[]H = []H2 = 200,455 МПа.

Требуемое условие выполнено :

[]H = 200,455МПа < 1.25 x []H2 = 1.25 x 200,455 = 250,568

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

[]F = F lim x YN x YR x YA / SF ,

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем

F lim(шестерня) = 414,0 МПа;

F lim(колесо) = 378,0 МПа;

SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

YN = (NFG / NFE)1/6,

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NFG = 4 x 106

NFE = F x Nк - эквивалентное число циклов.

Nк = 60 x n x c x t

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 159,168 об./мин.; nкол. = 71,057 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.

t = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.

F = 0,065 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:

Nк(шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0

Nк(кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0

NFE(шест.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84

NFE(кол.) = 0,065 x 124491864,0 = 8091971,16

В итоге получаем:

YN(шест.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777

Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1,0

YN(кол.) = (4 x 106 / 8091971,16)1/6 = 0,889

Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1,0

YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр. 16[2]).

Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни []F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;

для колеса []F2 = 378,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 144,529 МПа;

По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):

a = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (ba x U x []2H))1/3 ,

где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

KH = KHv x KH x KH

где KHv = 1,06 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KH определяют по формуле:

KH = 1 + (KHo - 1) x KH

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента bd:

ba = 0.5 x ba x (U + 1) =

0.5 x 0,315 x (2,24 + 1) = 0,51

По таблице 2.7[2] KHo = 1,067. KH = 0,174 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

KH = 1 + (1,067 - 1) x 0,174 = 1,012

Коэффициент KH определяют по формуле:

KH = 1 + (KHo - 1) x KH

KHo - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:

KHo = 1 + 0.06 x (nст - 5) =

1 + 0.06 x (9,0 - 5) = 1,24

KH = 1 + (1,24 - 1) x 0,174 = 1,042

В итоге:

KH = 1,06 x 1,012 x 1,042 = 1,117

Тогда:

a = 450,0 x (2,24 + 1) x (1,117 x 372,93 / (0,315 x 2,24 x 200,4552))1/3 = 357,111 мм.

Принимаем ближайшее значение a по стандартному ряду: a = 360,0 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d2 = 2 x a x U / (U + 1) =

Похожие работы

Расчет редуктора точного прибора

Скачать

43940

3

5

... a2= m(z1+z2)/2= 0,3(24+49)/2= 10,95 a3= m(z1+z2)/2= 0,3(24+54)/2= 11,7 a4= m(z1+z2)/2= 0,3(24+55)/2= 11,85 a5= m(z1+z2)/2= 0,3(24+68)/2= 13,8 Определим ширину венца: b= (3…15)m= 10·0,3= 3 Определим высоту зуба: h= 2,5m= 2,5·0,3= 0,75 5. Разработка конструкций редуктора Разработка конструкции состоит в расчете и выборе его элементов: зубчатые колеса, валы, подшипники и корпуса. ...

Расчет редуктора привода конвейера

Скачать

24613

15

34

... выбранного двигателя необходимо проверить по следующим условиям: ·  Условия неперегревания ·  Условие перегрузка Так условию перегрузки удовлетворяет лишь двигатель 4А160М2У3, то принимаем его в качестве привода редуктора. 1.2 Определение исходных данных   Определение длительности действия max нагрузок Так как N1>5*104 => первая передача рассчитывается на усталость с 1 – го ...

Расчет редуктора (конический одноступенчатый прямозубый). Передачи: ременная, цепная

Скачать

26186

0

6

... и отдельных элементов привода [Л1] (табл. 1.2.1). Для нашего привода (рис.1): Рисунок 1 – Схема привода: 1 – электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор конический одноступенчатый, 4 – цепная передача. Расчетная мощность электродвигателя, кВт:  ; (1.2) На основании рекомендуемых min и max величин передаточных чисел u для ...

Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса

Скачать

15191

1

6

... момент М, Км электродвигатель 1620 об∕ мин 151.2 рад ∕с 33 Км ведущей 541.2 об∕ мин 56.74 рад ∕с 83.7 Км ведомый 135 об∕ мин 14.2 рад ∕с 325 Км 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 ≤ ...