- •Зуборезный станок
- •3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (быстроходная ступень).
- •3.1. Материалы колеса и шестерни.
- •3.2. Допускаемые напряжения.
- •3.3 Межосевое расстояние:
- •3.4 Предварительные основные размеры колеса.
- •3.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
- •4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (тихоходная ступень).
- •4.1. Материалы колеса и шестерни.
- •4.2. Допускаемые напряжения.
- •4.3 Межосевое расстояние:
- •4.4 Предварительные основные размеры колеса.
- •4.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
- •5. Расчет цепной передачи
- •5.1. Расчетное значение шага.
- •5.2. Скорость вращения ведущей звездочки.
- •6.2.2 Тихоходная ступень
- •6.3. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора.
- •7. Подбор муфты
- •8. Подбор шпонок.
- •9.2.2 Определение суммарных реакций опор.
- •10.2.4 Крутящий момент в сечениях вала.
- •10.3.4 Крутящий момент в сечениях вала.
- •12. Посадки зубчатого колеса и подшипников.
- •13. Сборка редуктора.
- •Список литературы
- •Содержание
3.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное контактное напряжение
где для косозубых колес КН = 1,1; КН=2,7105; КН= 1,575; KHv = 1,03.
условие выполняется
4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (тихоходная ступень).
Исходные данные:
Т3= 896 Нм — вращающий момент на колесе;
n3Т= 97,3 об/мин — частота вращения колеса;
u = 2,75 — передаточное число;
4.1. Материалы колеса и шестерни.
В качестве материала для цилиндрического колеса применяем ст.40Х. Применяем т.о. колеса – улучшение, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НВ 269…302.
Механические свойства: T= 750 МПа.
В качестве материала для шестерни используем ст.40Х. Применяем т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НRC 45…50.
Механические свойства: Т= 750 МПа.
4.2. Допускаемые напряжения.
Вычисляем допускаемые контактные напряжения.
Для колеса:
допускаемые контактные напряжения:
[]H= 1,8+67 = 1,8285,5+67=580,9 МПа;
допускаемые напряжения на изгиб:
[]F= 1,03= 1,03285,5=294,07 МПа;
предельные допускаемые напряжения:
[]Hmax= 2,8F= 2,8750 =2100 МПа;
[]Fmax = 2,74=2,74285,5 =782,27 МПа;
Для шестерни:
допускаемые контактные напряжения: []H= 14+ 170 = 835 МПа
допускаемые напряжения на изгиб: []F= 370 МПа;
предельные допускаемые напряжения:
[]Hmax= 40= 1900 МПа;
[]FMAX = 1260 МПа;
Определяем расчетное допускаемое контактное напряжение:
[]H= 0,45 ( []Hколеса + []Hшестерни)1,23[]Hшестерни
637,155 МПа 1027,05 МПа.
Соотношение выполняется.
4.3 Межосевое расстояние:
,
где Ka – коэффициент межосевого расстояния;Ка= 4300 – для косозубых колес;
a– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: т.к. колеса в зацеплении расположены несимметрично относительно опор, тоa= 0,4.
Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес при переменном режиме работы КH = К0H(1-X)+X1,05, где
К0H- начальный коэффициент концентрации нагрузки; принимаем в зависимости от коэффициентаd=0,5a(u+1)=0,50,4(2,75+1)= 0,75К0H=1,31.
X– коэффициент режима нагрузки; для среднего нормального режима нагруженияX=0,5.
Таким образом КH = 1,31(1-0,5)+0,5=1,155>1,05.
Эквивалентный момент на колесе ТНЕ3 = КНдТ3 ,
где —коэффициент долговечности.
Здесь: КНЕ —коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагружения (при среднем нормальном режиме нагружения КНЕ=0,56);
NHG=()3=23271176,38 — базовое число циклов нагружений.
N– суммарное число циклов.
В итоге коэффициент циклов .
Следовательно КНд=1,750,56=0,98
Следовательно эквивалентный момент на колесе ТНЕ2 = 344 Н.
Межосевое расстояние в итоге:
Принимаем стандартное значение межосевого расстояния aw=125 мм.
4.4 Предварительные основные размеры колеса.
- делительный диаметр:
- ширина колеса: ,
где а– коэффициент ширины колеса,а=0,4.
принимаем стандартное значение b2 = 50мм.
4.5 Модуль передачи
Модуль передачи:
где коэффициент Kmпринимают для косозубых колес: Km=5,8.
ТFE=КFдТ2—эквивалентный момент на колесе,
где — коэффициент долговечности. Здесь NFG=4106— базовое число циклов. При N108принимаем KFд=1,0.
Т.о. эквивалентный момент на колесе ТFE=Т3=350,9 Н.
Модуль принимает значение:
Принимаем модуль передачи равным m = 2 мм.
4.6 Суммарное число зубьев и угол наклона.
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес
min = arcsin (3,5m/b2);
min = arcsin (3,52/50) =8,05;
Суммарное число зубьев
z=2 awcosmin/m.
z=2125cos 8,05/2 = 123
Определяем действительное значение угла
= arccos (zm / 2aw).
= arccos (1232 / 2125) = 10,26.
4.7 Число зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни
z1= z/(u±l)z1min.
Для косозубых колес z1min= 17cos3= 16;
z1= 123/(2,75+l) = 33z1min.
Число зубьев колеса: z2= z- z1= 123 – 33 = 90.
4.8 Фактическое передаточное число
Фактическое передаточное число uф= z2/ z1 = 90 / 33 = 2,73.
Отклонение от заданного передаточного числа не превышает допускаемых 4%.
4.9 Диаметры колес.
Делительные диаметры, d:
шестерни d1=z1m/cos= 332 / cos 10,26= 67 мм;
колеса d2=2aw- d1= 2125 – 67 = 183 мм.;
Диаметры окружностей вершин daи впадин dfзубьев:
da1=d1 +2(1 +x1 - y)m = 67 + 212 = 71 мм;
df1=d1 - 2(1,25 - x1)m= 67 - 21,252 = 62 мм;
da2=d2 +2(1 +x2 - y)m= 183 + 212 = 187 мм;
df2=d2 - 2(1,25 – x2)m= 183 - 21,252 = 178 мм;
4.10 Размеры заготовок колес.
Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений: DзагDпред; Сзаг, SзагSпред;
Значения Dзаг,Sзаг, Сзаг(мм) вычисляют по формулам:
для цилиндрической шестерни Dзаг=dа+6 мм = 71 + 6 = 77 мм200 мм;
Для колеса с выточками принимают меньшее из значений Сзаг= 0,5b2= 0,550 = 25мм.125 мм; и Sзаг=8m =16мм.
4.11 Силы в зацеплении
окружная Ft=2T2/d2= 2350,9 / 0,183 = 3835 Н;
радиальная Fr=Fttg/cos= 38350,364 / cos 10,26= 1418,6 Н.
(для стандартного угла =20° tg=0,364);
осевая Fa = Fttg= 3835tg 10,26= 694,2 Н.
4.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
F2=KFaKFKFvYYF2FtE/(b2m) []F2
Для колес с >0° принимают для 9-ой степени точности KFa=1.
Степень точности передачи принимаем в зависимости от окружной скорости колеса (м/с) степень точности 9-ая.
Коэффициент концентрации нагрузки KF, принимают для прирабатывающихся колес при переменной нагрузке KF=K0F(1-X)+X, где начальный коэффициент концентрации нагрузки K0F=1,31. Т.о. KF=1,155.
Коэффициент динамической нагрузки принимают согласно окружной скорости КFv= 1,04.
Коэффициент Yвычисляют по формуле Y=1-°/140=0,93.
Коэффициент формы зуба YF2 = 3,605, YF1 = 3,8.
FtE = KFдFt —эквивалентная окружная сила. Коэффициент долговечности KFд= 1. Т.е. FtE= 4305,5 Н.
В итоге име ем:
F2=11,1551,040,933,6053835/(0,050,002) = 145,7 МПа < 294,07
условие выполняется
Расчетное напряжение в зубьях шестерни:
F1=F2YF1/ YF2[]F1,
F1=145,73,8 / 3,605 = 153,6 < 370 МПа.
условие выполняется