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 ЧK.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)

K - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)

K - 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 K 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 = 2ЧT1ЧKЧKЧKFV/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!

Поделиться с друзьями:






Мы поможем в написании ваших работ!