Проверочный расчет спроектированной передачи
а) Расчет на контактную выносливость
Выполним проверочный расчет спроектированной передачи: sH Ј [sH], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]
Для цилиндрических передач
(н/мм2) (4.3.1)
ZH -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см.ниже)
ZM -вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. п. 4)
ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (см.ниже)
WHT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)
U12 - передаточное число (см. п, 3)
dl - делительный диаметр шестерни (см, п, 4)
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент ZH определим из таблицы 2.15 [3], угол наклона линии зуба b=0o
ZH = 1,76
Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]
ZE = 0,90
Коэффициент ZМ определим из таблицы 2.9 [3]
ZМ=274
1.Коэффициент торцового перекрытия
Ea = [1,88 - 3,2 Ч(1/Z1 ± 1/Z2)] cos(b)= [1,88 - 3,2 Ч(1/20+1/80)]/1 = 1,68 (4.3.2)
2.Коэффициент осевого перекрытия
Eв = b2Чsin(b)/(mn) = 40Ч0/2 = 0 (4.3.3)
Определим удельную расчетную окружную силу WHT : [3, табл. 2.8 , стр 20]
WHT = 2ЧT1ЧKHa ЧKHв.KHV /(d1 Чbw) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)
Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)
KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)
KHв - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )
KHV - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)
|
|
d1 - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)
bw - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент KHб определим из таблицы 2.19[3]:
Окружная скорость = 2,985 м/с
Степень точности = 9
Коэффициенты KHA=1,16
KHB=1,04
Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]
Твердость поверхности зубьев < 350 HB
Колеса цилиндрические
Коэффициенты KHV=1,2
KFV=1,5
По формуле (4.3.1) рассчитываем
Проверяем условие sH < [s'H]
Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.
б) Расчет на выносливость при изгибе
Выполним проверочный расчет по условиям: sF Ј [sF], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]
Для цилиндрических передач
sF = YF1ЧYBЧWFT/m < [sF] (4.3.5)
YF - коэффициент формы зуба (см.ниже)
YB – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)
WFT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)
m - модуль зуба (см. п. 4)
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент YF определим по таблице 2.18 [3];
1. Эквивалентное число зубьев:
ZV = Z/cos3(b) (4.3.6)
|
|
ZV = 80/13 = 80 - для колеса
ZV = 20/13 = 20 - для шестерни
Шестерня
ZV = 20
YF = 4,08
Колесо
ZV = 80
YF = 3,61
Коэффициент YB определим из таблицы 2.16 [З]
Угол наклона зуба b = 0o
YB = 1
Определим удельную расчетную окружную силу WFT
WFT = 2ЧT1ЧKFбЧKFвЧKFV/d1Чbw = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм2 (4.3.7)
KFB - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)
KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)
По формуле (4.3.5) рассчитываем sF
Колесо
sF = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм2
Шестерня
sF = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм2
Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.
Расчет диаметров валов редуктора
Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:
(4.4.1)
T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НЧмм)
[tk]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]
[tk] = (10 - 15) Н/мм2
|
|
а) быстроходный вал
Шестерню выполняем заодно с валом
1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом
Т = Т1 - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)
[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])
d1=17
Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d2 = 17 мм
Так как диаметр d1 соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя dэ и d1. Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d1 = (0,8 - 1,2) Чdэ
Исполнение 90L4/95
Мощность 2,2 кВт
Асинхронная частота вращения 1425 об/мин
Диаметр хвостовика двигателя 24 мм
Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1 = 24 мм
2) Диаметр вала под подшипник
Принимаем d1п = 30 мм
3) диаметр буртика подшипника
d1бп = d1п+3.r = 36 мм
б) Тихоходный вал
1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом
Т = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)
[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])
d2=26,984
Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d2 = 28 мм
2) Диаметр вала под подшипник
Принимаем d2п = 30 мм
3) диаметр буртика подшипника
d2бп = d1п+3.r = 36 мм
4) Диаметр посадочного места колеса
|
|
Принимаем dк= 36 мм
5)Диаметр буртика колеса
dбк = dk+3f = 39 мм
Дата добавления: 2019-07-15; просмотров: 307; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!