Расчет закрытой цилиндрической передачи. Быстроходная ступень.
Предварительное значение межосевого расстояния:
,мм
=4,5–
передаточное отношение быстроходной
ступени,
=644,83
МПа - расчетное допускаемое напряжение,
=0,325
– коэффициент ширины для несимметричного
положения колес относительно опор.
Окружная скорость для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами
м/с,
где
=1600
([1] табл.5.4),
=1432
об/мин – частота вращения быстроходного
вала.
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности ([1] табл.5.5).Тогда
=1,04
– коэффициент динамической нагрузки
при расчете на контактную выносливость
([1] табл.5.6)
=1
– коэффициент концентрации нагрузки
при расчете на контактную выносливость
(для прирабатывающихся зубьев при
постоянной нагрузке)
=
=1·1,04=1,04
- коэффициент нагрузки при расчете на
контактную выносливость.
=1,063
– коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями в косозубых
передачах ([1] рис. 6.2)
Предварительное значение межосевого расстояния:
Принимаем
=93
мм.
Рабочая ширина венца колеса
мм
Принимаем
=30
мм.
Рабочая ширина шестерни
мм
Модуль передачи
мм
Н
мм
Принимаем
=1,5
мм по ГОСТ 9563-60.
Минимальный угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев
Принимаем
=123.
Действительное значение угла наклона зубьев
Число зубьев шестерни
Принимаем
=22
=22
>
Число зубьев колеса
Фактическое передаточное число
Погрешность передаточного числа
Проверка зубьев на изгибную выносливость
-
коэффициент нагрузки
Для
прирабатывающихся колес при постоянной
нагрузке коэффициент концентрации
нагрузки при расчете на изгибную
выносливость
=1.
При
скорости
м/с
и 8-ой степени точности коэффициент
динамической нагрузки при расчете на
изгибную выносливость
=1,11([1]
табл.5.7).
=1·1,11=1,11
=0,91
– коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями ([1] табл.6.4).
Эквивалентное число зубьев колеса
Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса
([1]
табл.6.2)
Коэффициент, учитывающий наклон зуба
Напряжение в опасном сечении зуба колеса
МПа
Эквивалентное число зубьев шестерни
Коэффициент,
учитывающий форму зуба шестерни
([1]
табл.6.2)
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни
МПа<
МПа
Диаметры делительных окружностей
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев
Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.
Наружный диаметр заготовки шестерни
мм
< D=315
мм
Толщина сечения обода колеса
мм
< S=125
мм.
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
Силы, действующие на валы от зубчатых колес
окружная
сила
радиальная
сила
осевая
сила
Тихоходная ступень.
Предварительное значение межосевого расстояния:
,мм
=3,55– передаточное отношение тихоходной ступени,
= 644,83 МПа - расчетное допускаемое напряжение,
=0,325 – коэффициент ширины для несимметричного положения колес относительно опор.
Окружная скорость для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами
м/с,
где =1600 ([1] табл.5.4),
=23,62
об/мин – частота вращения тихоходного
вала.
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности ([1] табл.5.5).Тогда
=1,01 – коэффициент динамической нагрузки при расчете на контактную выносливость ([1] табл.5.6)
=1 – коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость ( для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке)
= =1·1,01=1,01 - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость.
=1,055 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых передачах ([1] рис. 6.2)
Предварительное значение межосевого расстояния
Принимаем =184 мм.
Рабочая ширина венца колеса
мм
Принимаем
=60
мм.
Рабочая ширина шестерни
мм
Модуль передачи
мм
Н
мм
Принимаем =1мм по ГОСТ 9563-60.
Минимальный угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев
Принимаем =130.
Действительное значение угла наклона зубьев
Число зубьев шестерни
Принимаем
=28
=28
>
Число зубьев колеса
Фактическое передаточное число
Погрешность передаточного числа
Проверка зубьев на изгибную выносливость
- коэффициент нагрузки
Для прирабатывающихся колес при постоянной нагрузке коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгибную выносливость =1.
При
скорости
м/с
и 8-ой степени точности коэффициент
динамической нагрузки при расчете на
изгибную выносливость
=1,03
([1] табл.5.7).
=1·1,03=1,03
=0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] табл.6.4).
Эквивалентное число зубьев колеса
Коэффициент,
учитывающий форму зуба колеса
([1]
табл.6.2)
Коэффициент, учитывающий наклон зуба
Напряжение в опасном сечении зуба колеса
МПа
Эквивалентное число зубьев шестерни
Коэффициент,
учитывающий форму зуба шестерни
([1]
табл.6.2)
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни
МПа
<
МПа
Диаметры делительных окружностей
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
Наружный диаметр заготовки шестерни
мм
< D=315
мм
Толщина сечения обода колеса
мм
< S=200
мм.
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
Силы, действующие на валы от зубчатых колес
окружная
сила
радиальная
сила
осевая
сила
Определение диаметров валов.
Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:
для быстроходного вала:
мм
Принимаем
=22
мм.
мм
Принимаем
=25
мм.
мм
Принимаем
=28
мм.
для промежуточного вала:
мм
Принимаем
=30
мм.
мм
Принимаем
=35
мм.
мм
Принимаем =22 мм.
мм
Принимаем =30 мм.
для тихоходного вала:
мм
Принимаем =45 мм.
мм
Принимаем = 50 мм.
мм
Принимаем =60 мм.
Принимаем =60 мм.