методике расчета конических передач изложенной в [1] отсутствует требование об округлении значения внешнего
окружного модуля до стандартного в соответствии с ГОСТ 9563-60, принимаем значение внешнего окружного модуля равным mte=1,8 мм.
Уточняем значение внешнего диаметра колеса de2=mte*z2=1,8*100=180 мм.
Определим углы делительных конусов[1, c.70].
шестерни ctgd1=u=4; d1=140;
колеса d2=90-d1=900-140=740
Определим внешнее конусное расстояние
мм
Длина зуба b=ybReRe=0,285*92,8=26,4 мм. Округлим рассчитанное значение длины зуба до ближайшего целого значения и примем b= 26 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни
de1=mte*z1=1,8*25=51 мм.
Средний делительный диаметр шестерни
d1=2*(Re-0,5b)sind1=2*(92,8-0,5*26)*sin140=44,5 мм.
Внешние диаметры шестерни и колеса
dae1=de1+2*mtecosd1=51+2*1,8*cos 140=54,5 мм.
dae2=de2+2mte*cosd2=180+2*1,8*cos760=182,7 мм.
Средний окружной диаметр
m=d1/z1=44,5/25=1,78 мм.
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
ybd=b/d1=26/44,5=0,59
Средняя окружная скорость колес
v=w1d1/2=149,6*44,5/2=3,33 м/с.
По рекомендации [1, c.32] принимаем 8-ю степень точности
4.3 Расчет и проверка контактных напряжений
При ybd=0,59 консольном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба KHb=1,24 [1, табл.3.5].
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями KHa=1,0.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при v<5 м/с, KHv=1,05 . Тогда [1, ф. 27]
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
KH=KHbKHaKHv=1,24*1,05*1=1,3.
МПа
Расчет проверки контактных напряжений следует признать удовлетворительным, так как рассчитанное значение контактного напряжения меньше допускаемого равного sH=626 МПа
4.4 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
Определим силы в зацеплении:
Окружная сила: Ft1,2=2T1/d1=2*25,4*103/44,5=1143,5 H
радиальная сила шестерни, равная осевой силе колеса
Fr1=Fa2=Ft1,2*tga*cosδ1=1143,5*tg20*cos140=403,6 H
осевая сила шестерни равная радиальной силе колеса
Fa1=Fr2=Ft1,2tgδ1=1143,5*tg140=100,6 Н
Напряжение при изгибе определяется как [1, с.50]
sF=FtKFYF/q*b*m<=[sF]
Коэффициенты нагрузки KF=KFbKFv=1,4*1,45=2,03
При ybd=0,59 консольном расположении колес на валах и твердости
НВ<=350 значение KFb=1,4 [1, табл.3.7] При твердости НВ<350, скорости v=2.41 м/с KFv=1,45 [1, табл.4.9]
YF- коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев [1, с. 42]:
для шестерни zv1=z1/cosd1=25/cos140=25,8 YF1=3,9 YF1= 3,68 ;
для колеса zv2=z2 /cosd2=100/cos740=412 YF2=3,6 YF2= 3,6
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям
изгиба [sF]=s0Flimb/[SF] [1, c. 43]
По табл.3.9 [1] для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350s0Flimb=1,8*HB
Для шестерни s0Flimb1=1,8*350=630 МПа
для колеса s0Flimb2=1,8*325=585 МПа
Коэффициент запаса прочности [SF]=[SF]`[SF]``=1,75*1=1,75 = 1,75
Для стали 40Х, термической обработке - улучшение коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала конического колеса [SF]=1,75 [1, табл.3.9];
полагая, что заготовки будут получены поковкой, коэффициент [SF]``=1
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни [sF]=630*0,75/1,75=270 МПа
для колеса [sF]=585*0,75/1,75=251 МПа
Для шестерни отношение [sF]/YF1=270/3,9=69
Для колеса отношение [sF2]/YF2=251/3,6=70
Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полученное отношение для
нее меньше
sF2=1143,5*2,03*3,9/(0,85*26*1,8)=117,5< 251 МПа.
5. Расчёт открытой цилиндрической передачи.
5.1 Выбор материала для зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1. табл. 3.3]: для шестерни сталь 45, термическая обработка -улучшение, твердость НВ 230, для колеса сталь 45, термическая обработка-улучшение , твердость НВ 200
Допускаемые контактные напряжения
[sH]=sHlimbKHL/[SH]
где sHlimb предел контактной выносливости при базовом числе циклов
По табл. 3.2 [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшение)
sHlimb=2НВ+70
KHL-коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL=1, коэффициент безопасности
[SH]=1,1
Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
[sH]= [sH2]
для шестерни [sH1]=(2НВ1+70)*КHL/[SH]=(2*230+70)1/1,1=482 700
для колеса [sH2]=(2НВ2+70)*КHL/[SH]=(2*200+70)1/1,1=428 654,5
Расчетное допускаемое контактное напряжение
[sH]=[sH]2=428 МПа
Коэффициент КHb. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше так как со стороны закрытой конической передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1 [1], как в случае несимметричного расположения колес значение KHb=1,25
Принимаем для прямозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию yba=b/aw=0,25
5.2 Расчет геометрических размеров цилиндрической передачи
мм
Где Ка=49,5 – для прямозубых передач
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw= 160 мм мм.
Нормальный модуль
mn=(0,01…0,02)aw=(0,01…0,02)*160=1,6…3,2 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 mn= 2 мм
Определим числа зубьев зубчатой пары
Суммарное число зубьев
zS=2aw/mn=2*160/2=160;
округлим значение до ближайшего целого числа zå=160
Число зубьев шестерни
z1=zS/(u2+1)=160/(1,9+1)=55,17
округлим значение до ближайшего целого числа z1=55
Число зубьев колеса
z2=zS-z1=160-55=105
После всех округлений уточним межосевое расстояние
aw=0,5(z1+z2)mn=0,5(35+ 112)*2=112 мм
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
d1=mn*z1=2*55=110 мм
d2=mn*z2=2*105=210 мм
Диаметры вершин зубьев:
da1=d1+2*mn=110+2*2=114 мм;
da2=d2+2*mn=210+2*2=214 мм;
Ширина колеса b2=yba*aw=0,25*160=40 мм
Ширина шестерни b1=b2+5= 40+5=45 мм
5.3 Расчет и проверка контактных напряжений
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
ybd=b1/d1=45/110=0,41
Окружная скорость колёс
u=w1*d1/2=37,4*110/2*103=2,06 м/с
Степень точности передачи: для прямозубых колёс при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
KH=KHbKHaKHu.
По табл. 3.5 [1] при ybd=0,41 твёрдости НВ<350 и несимметричном расположении колес коэффициент KHb=1,04
По табл. 3.4 [1] при v= 2,06 м/с и 8-ой степени точности KHa=1
По табл. 3.6 [1] для прямозубых колёс при скорости менее 5 м/с коэффициент KHu=1,05
Таким образом, KH=1,04*1,05*1=1,113
Проверяем контактные напряжения
МПа
5.4 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
Определим силы в зацеплении:
окружная Ft=2T3/d2=2*179,9*103/210=1713 H
радиальная Fr=Ft*(tga)=1713*(tg20)=623 H
Осевая сила в прямозубой цилиндрической передаче равна
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.