2. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи.
2.1 Схема передачи.
2.2 Задачи расчета
-выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;
-определение геометрических параметров передачи;
-определение сил в зацеплении;
-выполнение проверочного расчета на контактную прочность и изгиб.
2.3 Данные для расчета
исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры передачи, приведенные в таблице 2.1.
Таблица2.1-Таблица силовых и кинематических параметров редуктора
вал |
Р,кВт |
n,мин-1 |
,с-1 |
Т, Нм |
2 |
2,7 |
434 |
45,5 |
59,3 |
3 |
2,6 |
109 |
11,3 |
230 |
2.4 Условия расчета
Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
σн.расч<[σ]н σf.расч<[σ]f
где σн.расч и σf.расч – соответственно расчетные контактные и изгибные напряжения проектируемой передечи;
[σ]н и [σ]f - соответственно допускаемые контактные и изгибные напряжения материалов колес.
Допускается недогрузка передачи - σн < [σ]н не более 10% и перегрузка σн < [σ]н до 5%.
0,9[σ]f < σf < 1,05 [σ]f
2.5.Расчет передачи
2.5.1.Выбор материалов для изготовления зубчатых колес.
Так как мощность менее 10 КВт, для изготовления зубчатого колеса принимаем:
Для колеса: Ст40Х, термообработка-улучшение.
НВср=248
Для шестерни: ст40Х термообработка улучшение
НВср=285
НВ1=НВ2+(20-50), условие выполняется, так как 285-248=37.
2.5.2.Определяем допускаемое напряжение.
По таблице определяем величину допускаемых контактных напряжений в зависимость от твердости.
[σ]но=1,8НВср+67 Мпа
принимаем коэффициент долговечности КHL=KFL=1, тогда
[σ]н2= КHL*[σ]н2+67=1*1,8*248+67=514Мпа
[σ]н1= КHL*[σ]н2+67=1*1,8*285+67=580 Мпа
В качестве расчетной принимаем:
[σ]=0,45*([σ]н1+[σ]н2)=0,45*(580+514)=493Мпа
Допускаемое напряжение изгиба:
[σ]F0=1,03*Нвср=1,03*285=294 Мпа
[σ]F1=Kfl*[σ]F1=1*1,03*285=294 Мпа
[σ]F2=Kfl*[σ]F2=1*1,03*248=256 Мпа
2.5.3.Определение межосевого расстояния.
аw=
,
где Кα=430-это вспомогательный коэффициент,
ψВА=0,4=
-коэффициент
ширины,
тогда ψВD=
ψВА
*
По значению ψВА по таблице принимаем:
КНв1,04
аw=430*(4+1)
Принимаем аw в большую сторону.
2.5.4.Определяем геометрические параметры передачи.
mn=(0,01-0,02) *аw=(0,01-0,02)*115=1,15-2,3 мм
mn=2,0 мм – среднее значение.
Определяем число зубьев в шестерни:
Z1=
зуба
β- угол наклона зубьев равен 100=› сos 100 =0,96
Принимаем Z1=22 зуба (округляем в меньшую сторону).
Тогда Z2= Z1*U=22*4=88 зуба.
Уточняем U= Z2/ Z1= 88/22=4
Определяем β:
cos β=
β=14036’
Определяем диаметры:
Делительный: d1=
d2=
Диаметр окружности вершин:
da1= d1+2mn=50 мм
da2= d2+2mn=187 мм
Диаметр окружности впадин:
df1= d1-2,5mn=51 мм
df2= d2-2,5mn=188 мм
Ширина венца колеса:
b2=aw* ψВА=170*0,4=68 мм
Принимаем b2=70 мм
b1= b2+(5-8)мм=75 мм
Уточняем aw
aw=
Определяем окружную скорость колес:
υ=
Для данной скорости по таблице назначаем 8 степеней точности изготовления колес.
Таблица 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
Межосевое расстояние |
115 |
|
Модуль зацепления |
2 |
2 |
Угол наклона зубьев,β |
14036’ |
14036’ |
Число зубьев,Z |
22 |
88 |
Делительный диаметр,d мм |
46 |
183 |
Диаметр вершин зубьев,da мм |
50 |
187 |
Диаметр впадин зубьев,df мм |
51 |
188 |
Ширина венца, b мм |
55 |
50 |
2.5.5.Определение силовых параметров зацепления.
На рисунке 2.2 изображена схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.
Рисунок 2.2-Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.
В зацеплении косозубых цилиндрических колес действуют силы:
Окружное усилие:
Ft=
Радиальное:
Fr=
α=200 tg200 =0,364
Осевое усилие:
Fα=
5558*0.364=2023.112H
2.5.6.Проверочный расчет передачи.
А) По контактным напряжениям.
σн=к*
где К=376-для косозубой передачи,
Кнα=1,09=коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зацеплением,
Кнβ=1,02-коэффициент учитывающий распределение по длине контактной линии,
Кнγ=1,02- коэффициент учитывающий распределение влияние динамической нагрузки.
Δ=
Б) по напряжению изгиба.
Zv=Z2/cos3β=22/0,97053=24
Zv2=Z2/ cos3β=88/0,97053=96