Розрахунок зубчастої циліндричної передачі
Так як у завданні не має особистих вимог по відношенню до габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (табл. 3.3). Для шестерні: сталь 45, термообробка - поліпшення до твердості HB 230; для колеса: сталь 45, термообробка - поліпшення до твердості HB 200.
Допустима дотична напруга
(3.1)
sHlimb – межа дотичної витривалості при базовому числі циклів (табл. 3.2)
sHlimb=2НВ+70
KНЛ – коефіцієнт довговічності, при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймаємо kHL=1
– коефіцієнт безпеки, для коліс з поліпшеної та нормалізованої сталі
Приймаємо допустиму дотичну напругу по колесу
Н/мм2
Обертаючий момент на валу шестерні
Обертаючий момент на валу колеса
3.2 Знаходимо міжосьову відстаньз умовдотичної витривалості активних поверхонь зубів
КНb- коефіцієнт концентрації навантаження, визначаємо за таблицею табл. 3.1, КНb=1,15
Приймаємо коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані
Найближче стандартне значення аw=160 мм
Нормальний модуль зачеплення
(3.3)
Приймаємо mn=2 мм
3.4 Визначаємо числа зубців шестерні і колеса, приймаючи заздалегідь кут нахилу зубців b=10°.
(3.4)
Приймаємо z1=31
Тоді z2= z1.U =31 . 4 =124 (3.5)
3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубців:
(3.6)
b@14,36°
Основні розміри шестерні та колеса
Діаметри ділильні
(3.7)
(3.8)
Перевіряємо правильність підрахунку
(3.9)
Діаметри вершин зубців
da1=d1+2mn= 64+2×2=68 мм (3.10)
da2=d2+2mn=256+2×2=230 мм (3.11)
3.9 Діаметри западин
df1=d1 –2.5mn=64 – 2,5×2 = 59мм (3.12)
df2=d2 –2.5mn=256 – 2,5×2 = 251 мм (3.13)
Ширина колеса
b2=yba× aw=0,25 .160=40 мм (3.14)
Ширина шестерні
b1= b2+5=40+5=45 мм (3.15)
3.12 Знаходимо коефіцієнт ширини шестерніпо діаметру
(3.16)
Знаходимо швидкість коліс та ступінь точності передачі
(3.17)
3.14При такій швидкості слід приймати 8-у ступінь точності
3.15 Перевірка дотичної напругиза формулою
(3.18)
3.16 Коефіцієнт навантаження (3.19)
По табл. 3,5, при ,НВ<350 і симетричному розташуванні коліс КНb=1,03
По табл. 3,4, при v=1.87 м/с і 8-у ступені точності
По табл. 3,6, для косозубчастих коліс при v<5 м/с
Недовантаження передачі дорівнює
Сили, діючі у зачепленні
Колове зусилля:
(3.20)
Радіальне зусилля:
(3.21)
Осьові зусилля:
Fа= Ft ·tnb = 1823,4 × tn14,36°= 466,7 Н (3.22)
Перевіряємо зубці на витривалість по напругам вигину
(3.23)
Коефіцієнт навантаження
По табл. 3.7, при ,НВ<350 і симетричному розташуванні коліс відносно опор КFb=1,07
По табл. 3.8, при v<3 м/с
(3.24)
- коефіцієнт, враховуючий форму зубця та залежність від еквівалентного числа зубців
у шестерні
(3.25)
у колеса
(3.26)
За ДСТУ 21354-75 YF1=3,76 і YF2=3,6
Допустима напруга
За табл. 3.9, для поліпшеної сталі 45 приНВ<350
для шестерні s0F lim b1=1,8НВ=1,8·230=414 Н/мм2 (3.27)
для колеса s0F lim b2=1,8НВ=1,8·200=360 Н/мм2 (3.28)
- коефіцієнт безпеки
- табл. 3.9
- для відливок
(3.29)
Допустима напруга
для шестерні Н/мм2 (3.30)
для колеса Н/мм2 (3.31)
Знаходимо відношення
для шестерні (3.32)
для колеса Н/мм2 (3.33)
Далі розрахунок ведеться для меншого відношення
3.21 Знаходимо коефіцієнти і
(3.34)
Для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття і 8-го ступеня точності
3.22Перевіряємо міцність колеса по формулі:
Попередній розрахунок валів
Попередній розрахунок валів на кручення проведемо за зниженими допустимими напругами.
Ведучий вал:
4.1 Знаходимо діаметр вихідного кінця вала при допустимій напрузі Н/мм2 за формулою (6.16) [1]
(4.1)
Приймаємо db1=22 мм
Діаметр вала під підшипники приймаємо dn1=30 мм
Діаметр вала під шестерню приймаємо dw1=35 мм
Ведений вал :
4.2 Знаходимо діаметр вихідного кінця вала при допустимій напрузі Н/мм2 за формулою
(4.2)
Приймаємо db2=38 мм
Діаметр вала під підшипники приймаємо dn2=45 мм
Діаметр вала під колесо приймаємо dк2=48 мм
Дата добавления: 2018-08-06; просмотров: 352; | Поделиться с друзьями:
|
Мы поможем в написании ваших работ!