Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
ДМ тРАВИН.doc
Скачиваний:
1
Добавлен:
01.05.2025
Размер:
1.85 Mб
Скачать

3.Расчет зубчатой закрытой коническая передачи

Исходные данные:

Т3=437,247 Нм;

ω2=90,899 с-1;

ω3= 22,724 с-1;

u =4;

вид нагрузки- стационарный;

реверсивность - не реверсивный;

tp =8000 ч.

3.1 Выбор механических характеристик материала передачи и определение допускаемых напряжений

3.1.1 Выбор материала, термообработки и твёрдости. (таблица 5.2 [3])

Шестерня: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88);

Сталь улучшенной обработки, твёрдость заготовки НВ 240, предел прочности σв = 780 МПа, предел текучести σт = 540 МПа, предел выносливости σ-1 = 335 МПа;

Колесо: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88);

Сталь нормализованной обработки, твёрдость заготовки НВ 180,предел прочности σв = 600 МПа, предел текучести σт = 320 МПа, предел выносливости σ-1 = 260 МПа.

3.1.2 Число циклов нагружения зубьев при стационарном нагружении механизма

для зубьев шестерни

N1=60·n1·tp=60·868,026 ·8000=69888000

для зубьев колеса

N2=60·n2·tp=60·217·8000=17472000

3.1.3 Контактное напряжение

для шестерни

для колеса

где σHlimb1 – предел выносливости зубьев при контактном напряжении, МПа

для шестерни

σHlimb1 = 2 НВ1 + 70 = 2∙240 + 70 = 550 МПа

для колеса

σHlimb2 = 2 НВ2 + 70 = 2∙180 +70 = 430 МПа

SН – коэффициент запаса прочности, SН = 1,1;

КНL – коэффициент долговечности:

для шестерни

КНL1= =1

для колеса

КНL2= =1

где NНО-базовое число циклов нагружения зубьев,

для шестерни

NНО1=30∙НВ2,4=30∙2402,4=15474913,67≤12∙107

для колеса

NНО2=30∙НВ2,4=30∙1802,4=7758455,4≤12∙107

для шестерни

= 500 МПа

для колеса

= 391 МПа

Принимаю меньшее из допускаемых напряжений МПа

3.1.4 Напряжение изгиба

для шестерни

для колеса

где - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении, МПа

для шестерни

= 1,75 ∙ НВ1 = 1,75 ∙ 240 = 420 МПа

для колеса

= 1,75 ∙ НВ2 = 1,75 ∙ 180 = 315 МПа

SF – коэффициент безопасности, SF = 1,6;

KFC – коэффициент реверсивности, КFC = 1,0;

КFL – коэффициент долговечности,

КНL1= =1

КНL2= =1

где NFO - базовое число циклов нагружений, NFO=4·106;

= 262,5 МПа

= 197 МПа

3.2 Определение основных параметров передачи

3.2.1 Углы делительных конусов

для шестерни

=14º

для колеса

= 76º

Принимаем z1=20

z2= z1·u=20·4=80

3.2.2 Внешний делительный диаметр колеса, мм

где Т2 – вращающий момент на валу колеса, Н∙мм

КНβ - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, КНβ = 1,0

νН – коэффициент, учитывающий вид конических зубчатых колёс νН = 0,85

u – передаточное число редуктора, U = 4

Н]2 – допускаемое напряжение для зубьев колеса [σН]2 = 391 МПа

de2 = 165 = 605,329мм

Принимаю стандартное значение внешнего делительного диаметра колеса

de2 = 630 мм и ширины зубчатого венца b = 90 мм ( таблица 5.8 [3]).

3.2.3 Внешнее конусное расстояние

Re = = 324,643мм

3.2.4 Среднее конусное расстояние

R = Re – 0,5 ∙ b = 324,6– 0,5 ∙90 = 279,6мм

3.2.5 Внешний окружной модуль

me = =7,88мм

где z2 – число зубьев колеса z1 = 20; z2 = 80

3.2.6 Средний окружной модуль

mm = me - = 6,791мм

3.2.7 Делительный диаметр шестерни

средний

dm1 = mm ∙ z1 = 6,79 ∙ 20 = 135,8мм

внешний

de1 = me ∙ z1 = 7,88 ∙ 20 = 157,6мм

3.2.8 Внешний диаметр окружности вершин зубьев

для шестерни

dae1 = de1 + 2 ∙ me ∙ cosδ1 = 157,6 + 2 ∙ 7,88 ∙ cos 14º = 172,892 мм

для колеса

dae2 = de2 + 2 ∙ me ∙ cosδ2 = 630 + 2 ∙ 7,88 ∙ cos 76º = 633,813 мм

3.2.9 Внешний диаметр окружности впадин зубьев

для шестерни

dfe1 = de1 – 2,4 ∙ me ∙ cosδ1 = 172,89 – 2,4 ∙ 7,88 ∙ cos 14º = 154,54 мм

для колеса

dfe2 = de2 – 2,4 ∙ me ∙ cosδ2 = 630 – 2,4 ∙7,88 ∙ сos 76º = 625,425 мм

3.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс

υ = ω1 = 6,172м/с

Принимаю степень точности 7 (таблица 5.4 [3]).

3.2.11Угол головки зуба

= 1º39′

3.2.12 Угол ножки зуба

= 1º67′

3.2.13 Углы конусов вершин зубьев

для шестерни

δа1 = δ1 + θа = 14º + 1º39′ = 15º39′

для колеса

δа2 = δ2 + θа = 76º+ 1º67′ = 77º67′

3.2.14 Окружная сила на шестерне и колесе

Ft1 = Ft2 = = 1710,943Н

3.2.15 Осевая сила на шестерне, радиальная сила на колесе

Fa1 = Fr2 = Ft ∙ tg αw ∙ sinδ1 = 1710,943∙ tg 20º ∙ sin 14º = 150,653Н

где αw - угол зацепления = 20º

3.2.16 Радиальная сила на шестерне, осевая сила на колесе, Н

Fr1 = Fa2 = Ft ∙ tg αw ∙ cos δ1 = 1710,943 ∙ tg 20º ∙ cos 14º= 604,235Н

3.2.17 Расчётное контактное напряжение

=179,815МПа

где КНβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев,КНβ = 1,0;

КНυ – коэффициент динамической нагрузки определяется по таблице 5.5 [3] в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи,КНv = 1,05;

КНα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями для прямозубых передач, КНα=1,0;

условие выполняется.

3.2.18 Расчёт напряжения изгиба

для шестерни

для колеса

где YF – определяется по таблице 5.6 [3] для шестерни и колеса по эквивалентному числу их зубьев

zv1 =

zv2 =

Принимаю YF1 = 3,98, YF2 = 3,61, K = 1,0, К определяется по таблице 5.5 [3] в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи К = 1,13,К = 1,0

для шестерни

= 12,765МПа

для колеса

= 11,578МПа

σF1 ≤ [σF1]ф 12,77 ≤ 262,5 условие выполняется

σF2 ≤ [σF2]ф 11,58 ≤ 197 условие выполняется

Большая разница объясняется тем, что напряжения изгиба в закрытой конической передаче незначительны.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]