
- •1 Кинематический и энергетический расчёт привода
- •2. Расчет клиноременной передачи.
- •3.Расчет зубчатой закрытой коническая передачи
- •3.1 Выбор механических характеристик материала передачи и определение допускаемых напряжений
- •3.2 Определение основных параметров передачи
- •3.3 Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса
- •4.5 Расчёт тихоходного вала редуктора и выполнение рабочего чертежа
- •5 Подбор подшипников качения редуктора
- •5.1 Подбор подшипников для быстроходного вала
- •5.2 Подбор подшипников тихоходного вала
- •6 Выбор муфты
- •7 Подбор шпонок и проверочный расчёт их на смятие
- •8 Конструирование шкива.
- •9 Проверочный расчёт тихоходного вала в опасном сечении
- •10 Смазка редуктора
- •Список используемой литературы
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
[σН]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, KFβ = 1,0, КFυ определяется по таблице 5.5 [3] в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи КFυ = 1,13,КFα = 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.