МПа

Для колеса

, (13)

=428 МПа.

Для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

, (14)

[σH]=0,45·([482 +428]) = 410 МПа.

Требуемое условие  выполнено.

(Для прямозубых передач [σH]= [σH2])

Определяем межосевое расстояние.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле

, (15)

где Ka– коэффициент для косозубой передачи, Ka=43 , [1, с. 32], (Для прямозубых Ka=49,5);

U1 – передаточное число редуктора, U1=3,15, (ПЗ, задание);

М2– вращающий момент на ведомом валу, М2=156,2 Н·м, (ПЗ, табл.1);

КНВ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки, КНВ=1 , [1, с.32];

[σH] – допускаемое контактное напряжение, [σH]=410MПа ;

ψba – коэффициент ширины венца, ψba=0,4, (ПЗ, задание).

 аω= 43·(3,15+1)·=110 мм.

В первом ряду значений межосевых расстояний по ГОСТ 2185-66 выбираем ближайшее и принимаем аω=125 мм, [1, с. 36].

Определяем модуль передачи

Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:

 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60, =2 мм, [1, с. 36]. (В силовых передачах ≥1,5 мм.)

Определяем угол наклона зубьев и суммарное число зубьев

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=9º, (ПЗ, задание) и определяем суммарное число зубьев

, (16)

где – межосевое расстояние,=125 мм ;

 – нормальный модуль зацепления, =2 мм.

Z∑ ==123,39.

Принимаем Z∑=123.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни равно:

, (17)

где U1 – передаточное число редуктора, U1=3,15;

Z∑= 123 – суммарное число зубьев, Z∑= 123.

==29,64.

Принимаем =30.

Определяем число зубьев колеса:

Z2= Z∑ -Z1, (18)

Z2=123-30=93.

Уточняем передаточное число

  (19)

где Z1 – число зубьев шестерни, Z1=30;

Z2 – число зубьев колеса, Z2=93.

U1ф=3,1.

Уточняем угол наклона зубьев:

, (20)

где mn– модуль передачи, mn=2 мм;

аω – межосевое расстояние, аω=125 мм.

cos β ==0,984.

Принимаем  β=10º26'.

Определяем диаметры колес и их ширину.

Делительный диаметр шестерни:

, (21)

где mn – модуль передачи, mn=2 мм;

Z1– число зубьев шестерни, Z1=30;

 – косинус угла наклона зубьев, =0,984.

d1=60,98 мм

Делительный диаметр колеса:

, (22)

где Z2– число зубьев колеса, Z2= 93 .

d2= =189,02 мм

Проверяем межосевое расстояние:

aw=  мм

Определим диаметры вершин зубьев:

, (23)

da1=60,98 +2·2=64,98 мм;

da2=189,02 +2·2=193,02 мм.

Определим диаметры впадин зубьев:

df1 = d1 -2,5 mn.

df1 =60,98-2,5·2=55,98 мм;

df2=189,02-2,5·2=184,02 мм.

Определяем ширину колеса:

, (24)

где – коэффициент ширины венца, =0,4;

аω– межосевое расстояние, аω=125 мм.

b2=0,4·125=50 мм.

Определяем ширину шестерни:

, (25)

b1=50+5=55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

, (26)

ψba=.

Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.

υ=  , (27)

где n1– частота вращения шестерни,

n1=967 об/мин, (ПЗ, п.1);

d1 – делительный диаметр шестерни, d1=60,98 мм .

υ ==3,09 м/с.

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности, [1, с. 32].

Определяем коэффициент нагрузки, проверяем зубья на контактное напряжение

, (28)

где KHB – коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца, KHB=1 ,[1, табл. 3.5];

KHα- коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между зубьями, KHα=1,12, [1, табл. 3.5];

KHV – динамический коэффициент, KHV=1,1, [1, табл. 3.6].

Кн=1·1,12·1,1=1,23.

Проверяем зубья на контактные напряжения:

 (29)

где aω – межосевое расстояние, aω=125 мм;

M2 – передаваемый момент, M2=156,2 Н·м, (ПЗ, п.1);

b2 -ширина колеса, b2=50 мм;

U1 – передаточное число редуктора, U1=3,1;

270-коэффициент для непрямозубых колес (для прямозубых зубчатых передач 310)

σH==352,81МПа<=410 МПа.

<.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Определяем окружную силу:

Ft=, (30)

где M1– вращающий момент на валу шестерни, M1= 52,2 H·м;

d1– делительный диаметр шестерни, d1=60,98 мм .

Ft= = 1712 Н

Определяем радиальную силу:

, (31)

где  - угол зацепления в нормальном сечении, = 20° , [1, с. 29];

 - угол наклона зубьев, = 10° 26´ .

Fr= =633 Н

Определяем осевую силу:

, (32)

Fa=1712·tg10º26´=295 Н.

(Для прямозубых и шевронных передач Fa=0)

Полученные данные приведем в таблице.

Таблица 2

Продолжение таблицы 2

Методические указания

Разница твердости зубьев шестерен и колеса для прямозубых передач 2530 HB, для косозубых передач и шевронных 3050 HB.

Фактическое передаточное число должно отличаться от заданного не более чем на 3%.

Значения межосевого расстояния и нормального модуля рекомендуется выбирать из первого ряда. Угол наклона зубьев рассчитать с точностью до одной минуты, а для этого cosβ рассчитать до пятого знака после запятой.

Диаметры шестерни и колеса рассчитать с точностью до сотых долей мм. Ширину зубчатых колес округлить до целого числа. Окружная скорость для прямозубой передачи должна быть не более 5м/с. Контактные напряжения, возникающие в зацеплении должны быть в пределе до 5% -перегрузка и до 20% недогрузка.

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, с учетом действия на вал изгибающего момента.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк]=20 МПа вычисляется мо формуле:

, (33)

где Mк1– крутящий момент на ведущем валу, Mк1=50,39 Н·м, (ПЗ, табл. 1);

[τк]– допускаемое напряжение на кручение, [τк]=20 МПа, [1, с. 160].

dв1==23,7 мм.

Принимаем dв1=32 мм из стандартного ряда [1, с.162].

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры вала двигателя dдв и вала dв1. У подобранного электродвигателя диаметр вала dдв=38 мм, [1,с391. табл.П2] . Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП по ГОСТ 21424-75 , с допускаемым моментом [T]=125Н·М, d=28 мм, длина полумуфты на вал редуктора

ℓм =60мм,[1,с.277] расточкой полумуфты под вал двигателя dдв=38 мм и

dв1=32 мм, [1, с277].

Принимаем диаметр вала под подшипники dп1=40 мм, диаметр буртика dб1=45 мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Рисунок 2 - Конструкция ведущего вала

Ведомый вал:

Принимаем материал вала сталь 45, термическая обработка улучшение, твердость HB 16…170

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [τк2]=16 МПа.

Диаметр выходного конца вала:

, (34)

где Мк2=156,2 Н·м – крутящий момент на ведомом валу, (ПЗ, табл.1).

dв2 =  = 36,7мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда: dв2=38 мм. Принимаем под подшипниками диаметр вала dп2=45 мм. Принимаем диаметр вала под зубчатым колесом dk2=50 мм, диаметр буртика dб2=55 мм.

Рисунок 3 - Конструкция ведомого вала

[1,с161162, 296297].

Методические указания

Допускаемое напряжение на кручение принимать с учетом действия напряжений изгиба и условий работы вала в интервале

[τк]=15

Похожие работы

Расчет привода ленточного конвейера с цилиндрическим одноступенчатым редуктором и цепной передачей

Скачать

25565

3

7

... ωi– угловая скорость рассматриваемого вала, рад/с. Результаты расчетов этого раздела являются исходными данными для дальнейших расчетов элементов привода. 4. Выбор стандартного редуктора По каталогу выбираем цилиндрический одноступенчатый редуктор ЦУ-160-3,15-33У2 ГОСТ21425-75, параметры заносим в таблицу 5.1. Таблица 4.1 Тип Передаточное число Номинальный момент, Нм ...

Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора

Скачать

27660

5

13

... цепного конвейера приведена на рис.2. Вращение привода передается от электродвигателя 1 ведущим звездочкам цепного конвейера 8 посредством клиноременной передачи 2, муфт 3 и 5, косозубого одноступенчатого редуктора 4, цепной передачи 6 и зубчатой открытой прямозубой передачи 7. При этом на кинематической схеме римскими цифрами обозначены тихоходные (I, III, VI) и быстроходные (II, IV, V) валы ...

Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника

Скачать

26777

0

1

... u ≤ 63. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.). В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал- ...

Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

Скачать

34072

3

2

... 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: ...