Расчет закрытой конической прямозубой зубчатой передачи

1. Выбор материала шестерен

Определяем число циклов нагружения зубьев при стационарном нагружении механизма

для зубьев шестерни: ,

для зубьев колеса: .

Выбираем материал: Сталь 40Х.

Свойства: D_пред=200мм; S_пред=125мм; Термообработка -У;

твердость заготовки=235…262НВ;

твердость шестерни=260НВ;

твердость колеса=240НВ;

предел прочности: ;

предел текучести: ;

предел выносливости: .

Определяем коэффициент долговечности

Для шестерни:

Для колеса:

Определяем допускаемые напряжения

Определяем напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:

,

Где - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении

- Коэффициент безопасности

- коэффициент реверсивности

- коэффициент долговечности

Определяем допускаемые напряжения на усталостную изгибную прочность:

2. Определяем углы делительных конусов

для шестерни:

для колеса:

Принимаем z₁=20, тогда z₂=

3. Внешний делительный диаметр колеса

Выбираем стандартный внешний делительный диаметр и ширину зубчатого венца

d_e2=280мм и b=42мм

4. Внешнее конусное расстояние

.

5. Среднее конусное расстояние

.

6. Внешний окружной модуль

.

7. Средний модуль

.

8. Делительный диаметр шестерни

средний ,

внешний .

9. Внешний диаметр окружности вершин зубьев

шестерни ,

колеса .

10. Внешний диаметр окружности впадин зубьев

шестерни ,

колеса .

11. Окружная скорость зубчатых колес

.

Определяем степень точности передачи

12. Определяем угол головки зуба

.

13. Определяем угол ножки зуба

.

14. Углы конусов вершин зубьев (углы обточки)

шестерни ,

колеса .

15. Окружная сила на шестеренке и колесе

.

16. Осевая сила на шестерне, радиальная сила на колесе

.

17. Радиальная сила на шестерне, осевая сила на колесе

.

18. Расчетное контактное напряжение (проверочный расчет)

19. Расчет напряжения изгиба (проверочный расчет)

для шестерни

для колеса .

Рисунок 3. Эскиз зубчатого колеса.

Расчет валов

1. Выбор материала:

Сталь 40Х σ_в=760 МПа.

2. Определяем допускаемые напряжения:

σ_-1 – предел выносливости, МПа σ_-1=(0,4…0,45) σ_в

[n] – коэффициент запаса прочности, [n]=1,5…2,5

К_σ – коэффициент концентрации напряжений, К_σ=2…3

принимаем σ_-1=0,4·760=304МПа [n]=2 К_σ=2,5

на изгиб: МПа

на кручение: МПа.

3. Делаем эскизную компоновку редуктора и определяем его основные размеры:

Рисунок 4. Компоновка редуктора

мм

мм

мм

мм

мм

4. Схема нагружения валов привода:

Рисунок 5. Схема нагружения валов

5. Расчет первого вала:

а) Строим расчетную схему сил действующих на вертикальной плоскости б) Определяем реакции в опорах от сил в вертикальной плоскости: Н Н в) Определяем моменты в точках вала: Нм г) Рассмотрим нагружение вала в горизонтальной плоскости. Определяем реакции в опорах:

Н

д) Определяем изгибающие моменты от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

Нм

Нм

е) Строим эпюру вращающих моментов.

ж) Определяем суммарные моменты:

Нм

Нм

з) Определяем эквивалентные моменты, действующие на характерные точки вала:

Нм

Нм

Нм

и) Определяем диаметры характерных участков вала в сечениях:

мм

Т.к. на этом участке будет стоять шестерня, округляем значение до стандартного, с учетом шпоночной канавки d₃=24

мм

Т.к. на этот конец будет насажан подшипник, округляем значение до d₂=30мм.

d₁=30мм

На этом участке вала будет стоять второй подшипник.

Предварительный диаметр вала выходного конца

мм

Округляем до стандартного значения d_m=24мм

к) По полученным размерам конструируем вал.

Рисунок 6. Эскиз вала

л) Проверочный расчет первого вала:

Общий коэффициент запаса прочности

МПа

МПа

МПа