0449 / Вариант 1 / рпз часть

2.8.Расчетное контактное напряжение

Н = 340(Ft2K/d1d2)0,5,

где К – коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v2 = 2d2/2000 = 7,85 200,0/2000 = 0,8 м/с

при v2 < 3 м/с К = 1,0

Н = 340(1138 1,0/50,0 200,0)0,5 = 115 МПа,

недогрузка (130 – 115)100/130,0 =11,5% <15%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

F = 0,7YF2Ft2K/(b2m),

где YF2 – коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

zv2 = z2/(cos )3 = 50/(cos17,74 )3 = 57,9 YF2 = 1,41.F = 0,7 1,41 1138 1,0/(40 4,0) = 7,0 МПа.

Условие F < [ ]F = 22 МПа выполняется.

Так как условия 0,85<H < 1,05[H] и F < [F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи обес-

печена в течении всего срока службы привода.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

5 Расчет открытой зубчатой передачи

Выбор материалов зубчатой передачи

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53],

колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.

Средняя твердость зубьев:

НВ1ср = (235+262)/2 = 248

НВ2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]H = KHL[σ]H0,

где KHL – коэффициент долговечности

KHL = (NH0/N)1/6,

где NH0 = 1·107 [1c.55],

N = 573ωLh = 573·1,57·24,5·103 = 2,20·107.

Так как N > NH0, то КHL = 1.

[σ]H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]F = KFL[σ]F0,

где KFL – коэффициент долговечности Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1.

[σ]F01 = 1,03HB1 = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]F02 = 1,03HB2 = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]F1 = 1·255 = 255 МПа.

[σ]F2 = 1·199 = 199 МПа.

Внешний делительный диаметр колеса

Лист

Расчетно-пояснительная записка

где KHβ = 1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для прямозубых колес

= 1,0 – коэффициент вида конических колес (колеса прямозу-

бые)

de2 = 165 [(525,5 103 1,0 5,0)/(1,0·4142 )]1/3= 410 мм Принимаем по ГОСТ 6636–69 de2 = 400 мм [1c.326]

Углы делительных конусов

сtg 1 = u1 = 5,0 1 = 11,31°,2 = 90o – 1 = 90o – 11,31° = 78,69o.

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b

Re = de2/(2sinδ2) = 400/(2sin78,69°) =204 мм, b = bRRe

где bR = 0,285 – коэффициент ширины колеса b = 0,285 204 = 58 мм

Внешний окружной модуль

me = 14T2KFβ /( Fde2b[σ]F)

где F = 0,85 – для колес с прямыми зубьями,

КFβ = 1,0 – для колес с прямыми зубьями

me = 14·525,5·103·1,0/(0,85·400·58·199) = 1,87 мм.

В открытых конических передачах из-за повышенного изнашивания зубьев рекомендуется увеличить модуль на 30%. Исходя из этого при-

нимаем me = 2,50 мм.

Число зубьев колеса и шестерни

z2 = de2/me = 400/2,5 = 160 z1 = z2/u1 = 160/5,0 = 32

Фактическое передаточное число конической передачи u1 = z2/z1 = 160/32 = 5,00

отклонение δ = 0%

Лист

Расчетно-пояснительная записка

По таблице 4.6 [1c.71] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса хе1 = 0,33; хе2 = -0,33

Диаметры шестерни и колеса

de1 = mez1 = 2,5·32 = 80 мм Диаметры вершин зубьев

dae1 = de1+ 2(1+xе1)mecos δ1 = 80 +2(1+0,33)2,5·cos11,31° = 86,52 мм dae2 = de2 + 2(1–xе2)mecos δ2 = 400+2(1+0,33)2,5·cos78,69° =401,30 мм

Диаметры впадин зубьев

dfe1 = de1–2(1,2–xе1)mecos δ1 = 80,0–2(1,2–0,33)2,5cos11,31°= 75,73 мм dfe2 = de2 – 2(1,2+xе2)mecos δ2 = 400–2(1,2–0,33)2,5cos78,69° =399,15 мм

Средние делительные диаметры

d1 ≈ 0,857de1 = 0,857·80,0 = 68,6 мм d2 ≈ 0,857de2 = 0,857·400 = 342,8 мм

Силы действующие в зацеплении:

окружная

Ft3 = Ft4 = 2T3/d2 = 2 525,5 103/342,8 = 3066 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

Fr3 = Fa4 = 0,36Ftcosδ1 = 0.36·3066cos11,31° = 1082 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

Fa3= Fr4 = 0,36Ftsinδ1 = 0,36·3066·sin11,31° = 216 H

Средняя окружная скорость.

V = ω2d1/2 103 = 7,85·68,6/2 103 = 0,26 м/с.

Принимаем 7 – ую степень точности.

Расчетное контактное напряжение

где КН – коэффициент нагрузки

KH = KHαKHβKHv =1,0 1,04·1,0 =1,04

Лист

Расчетно-пояснительная записка

KHα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределе-

ния нагрузки между зубьями [1c.69]

KHβ = 1,0–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c.65]

KHv = 1,04 – динамический коэффициент [1c62]

σН = 470{3066 1,04[(5,02+1)]1/2/(1,0·58 400)}1/2 = 393 МПа Недогрузка (414 – 393)100/414= 5,1 %

Допускаемая недогрузка 10%,

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

σF2 = YF2YβFtKFαKFβKFv/( Fbme)

zv1 = 32/cos11,31° = 32,6 → YF1 = 3,53 zv2 = 160/cos79,69° = 894 → YF2 = 3,63

Yβ = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

KFα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределе-

ния нагрузки между зубьями [1c.69]

KFβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев

КFv = 1,07 – коэффициент динамичности [1c62]

σF2 = 3,63·1,0·3066·1,0·1,0·1,07/(1,0·58·2,5) = 82 МПа < [σ]F2

σF1 = 82·3,53/3,63 = 80 МПа < [σ]F1

Так как расчетные напряжения 0,9[σ]H < σH < 1,05[σH] и σF < [σ]F,

то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

6Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении червячной передачи Окружная на колесе и осевая на червяке:

Ft2 = Fa1 = 1138 H.

Радиальная на червяке и колесе:

Fr1 = Fr2 =414 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

Ft1 = Fa2 = 460 H.

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

Fм = 100·Т11/2 = 100·11,51/2 = 339 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал окружная

Ft3 = 3066 Н

радиальная

Fr3 =1082 H

осевая

Fa3 = 216 H

Лист

Расчетно-пояснительная записка

7Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.

Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σв = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ]к = 10÷25 МПа Диаметр быстроходного вала

16T d 3 [ к ]

где Т – передаваемый момент;

d1 = (16∙11,5·103/π10)1/3 = 19 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 24 мм,

d1 = (0,8 1,2)dдв = (0,8 1,2)24 = 19 29 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм;

длина выходного конца:

l1 = (1,0 1,5)d1 = (1,0 1,5)28 = 28 42 мм,

принимаем l1 = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 28+2 2,2 = 32,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d2 = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l2 1,5d2 =1,5 35 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 35 мм.

Вал выполнен заодно с червяком.

Диаметр выходного конца тихоходного вала: d1 = (113,8·103/π10)1/3 = 38 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 40 мм;

Лист

Расчетно-пояснительная записка