4.2Расчет цилиндрической прямозубой передачи(3-4)
Исходные данные
мощность на шестерне = 5,03 кВт;
частота вращения шестерни = 450 ;
мощность на колесе = 4,93 кВт;
частота вращения колеса = 225 ;
передаточное число = 2;
перегрузочная способность электродвигателя =2,2;
номинальная мощность электродвигателя = 5,5 кВт;
потребная мощность электродвигателя = 5,45 кВт.
режим нагружения:
|
|
|
|
|
|
|
|
n1 |
6000 |
P |
7000 |
0,7P |
5000 |
0,2P |
|
n2 |
|
|
|
|
|
|
|
n3 |
|
|
|
|
|
|
1 Проектировочный расчет
1.1 Назначение материалов зубчатых колес пары и расчет контактных допускаемых напряжений
Материалы зубчатых колес
шестерня 1: Сталь 45; улучшение; HB = 230 10; способ получения заготовки поковка;
= 450 МПа; = 750 МПа;
колесо 2: Сталь 45; улучшение; HB = 210 10; способ получения заготовки поковка;
= 450 МПа; = 750 МПа.
Допускаемые контактные напряжения
Для шестерни:
Предел контактной выносливости
=2HB+70 = 2·230+70 = 530 МПа [3, табл. 10]
Коэффициент безопасности =1,1 [3, табл. 11]
Базовое число циклов перемены напряжений
при HB = 230, =14,2 [3, табл. 12]
Эквивалентное число циклов перемены напряжений
= = = 228
Коэффициент долговечности
= = = 0,63 <1, принимаем = 1
= 1 (ожидается Rа=1,25…0,63);
= 1 (ожидается V 5 м/с);
= 1 (передача обильно смазывается);
= 1 (ожидается диаметр зубчатых колес < 700 мм).
= = 481,82 МПа.
Для колеса:
Предел контактной выносливости
= 2HB+70 = 2·210+70 = 490 МПа.
Коэффициент безопасности =1,1.
Базовое число циклов перемены напряжений
при НВ = 210 =11,4 .
Эквивалентное число циклов перемены напряжений
= = 114 .
Коэффициент долговечности
= = = 0,68 <1, принимаем = 1
= = 445,45 МПа.
Для дальнейших расчетов принимаем
==445,45 МПа.
1.2 Назначение коэффициентов
Коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния
=0,315
(прямозубые зубчатые колеса на недлинных
валах). [3, табл. 13]
Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца
при
=
= 0,47 принимаем
1,06.
[3, табл. 20]
Коэффициент динамичности нагрузки
принимаем ориентировочно 1,2.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
1 (прямозубая передача)
Коэффициент
=
=1·1,2·1,06=1,3
1.3 Расчет межосевого расстояния
a
=
==143 мм,
где - средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности, =9,75· (сталь-сталь, прямозубая передача) [3, табл. 2]
Принимается стандартное а = 140 мм. [3, табл. 14]
1.4 Назначение модуля
m=(0,01…0,025)a=(0,01…0,025)140=(1,4…3,5) мм
Принимаем стандартный модуль = 2,5 мм, он обеспечивает [3, табл. 17]
= =112 – целое число
1.5 Назначение чисел зубьев
= =37,3
Принимаем =37
=–==75,
= = 2,03
= =1,50 %
=2,5 % [3, табл. 8]
1.6 Расчет геометрических параметров зубчатых колес
=
==44
мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем = 45 мм;
==45 мм;
==92,50 мм;
==97,50 мм;
==86,25 мм;
==187,50 мм;
==192,50 мм;
==181,25 мм.
1.7 Назначение степени точности зубчатых колес
= = 2,18 м/с
Назначаем степень точности 8В (с нормальным зазором) [3, табл. 19]