Расчет конической прямозубой передачи.

Принимаем для шестерни и колеса одну марку стали, но с различной термообработкой.

По табл.3.3 [1] принимаем: для шестерни - сталь 40Х с твердостью НВ=270; для колеса - сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=245.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений (см. ф. 6.33[1]) при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев колеса:

N_H=60∙ n∙ L_h=60∙ 694, 2∙ 15000=624, 8∙ 10 ⁶циклов

Базовое число циклов перемены напряжений по графику (рис. 6.21 [1]): N_HO=85× 10⁶ при HВ 270 единиц.

где для колеса: s _Hlimb =2·НВ+70=2·245+70=560 МПа.

Коэффициент безопасности:

Допускаемое контактное напряжение:

[S _H ]=1, 1.

Тогда:

Определим параметры передачи (см. рис.4.1).

Внешний делительный диаметр колеса:

где: К _Нb =1, 35 при консольном расположении колеса;

y _bRe =0, 285- коэффициент ширины венца;

К_а =99.

Тогда:

Принимаем по ГОСТ 12289-76 d _e2 =315 мм.

Примем число зубьев шестерни z ₁ =26.

Число зубьев колеса: z ₂ = z ₁ ·и _КП =26·3, 15=82.

Внешний окружной модуль:

Углы делительных конусов:

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба в:

Принимаем в=50 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

Средний делительный диаметр шестерни:

Средний делительный диаметр колеса:

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

Средний окружной модуль:

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

Средняя окружная скорость:

Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определим коэффициент нагрузки:

где: К _Нb =1, 15- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

К _Нa =1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

К _Нn =1, 05- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Проверим контактное напряжение:

Силы в зацеплении:

окружная:

радиальная для шестерни (равная осевой для колеса):

осевая для шестерни (равная радиальной для колеса):

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

где: K _Fb =1, 37 (см. табл.3.7 [1]); К _Fn =1, 25 (см. табл.3.8 [1]).

Y _F –коэффициент формы зуба:

для шестерни:

для колеса:

При этих значениях по ГОСТ 21354-75: Y _F1 =3, 81; Y _F2 =3, 61.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

где: (по табл.3.9 [1])

для шестерни:

для колеса:

[S _F ]= [S _F ] ^¢ · [S _F ] ^² - коэффициент запаса прочности.

[S _F ] ^¢ =1, 75 (см. табл.3.9 [1]); [S _F ] ^² = 1 (для поковок и штамповок):

[S _F ]= 1, 75 · 1=1, 75.

Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни:

для колеса:

Для шестерни отношение

Для колеса отношение

Так как для колеса полученное значение отношения меньше, чем для шестерни, то проверим зуб колеса:

Найдем конструктивные размеры шестерни и колеса (см. рис.4.2).

Шестерню будем выполнять заодно с ведущим валом. Принимаем длину посадочного участка l_СТ = b =50мм.

Колесо назначаем кованное. Его размеры: d_ае2=315 мм; в=50 мм;

диаметр ступицы: d_СТ =1, 6·d_К2 =1, 6·38=60, 8мм; принимаем d_СТ =60мм;

длина ступицы: L_СТ =(1, 2—1, 5)· d_К2 =45, 6—57 мм; принимаем L_СТ =50 мм;

толщина обода: б_О =(3-4)·m=(3-4)·2, 75=8-10, 7мм; принимаем б_О =9 мм;

толщина диска: С=(0, 1-0, 17)·R_E =(0, 1-0, 17)·150.5=15.05-23.2мм; принимаем С=20 мм.

 

 

 

Рисунок 3.1 Конструктивные размеры колеса.

 

 

Предварительный расчет валов

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Т_К1 =Т_II =100, 9·10 ³ Н·мм;

ведомого Т_К2 =Т_III =303, 9·10 ³ Н·мм.

Ведущий вал (см. рис.4.1).

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении:

 

 

Принимаем d _в1 =30мм.

Определяем диаметр вала под подшипниками:

Где: -высота буртика около подшипников.

Принимаем:

Определяем диаметр буртика около подшипников:

Принимаем:

Определяем длину выходного конца вала:

Рисунок 4.1 Ведущий вал

 

 

Ведомый вал (см. рис.4.2).

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении:

 

Принимаем d _в2 =40мм.

Определяем диаметр вала под подшипниками:

Где: -высота буртика около подшипников.

Принимаем:

Определяем диаметр буртика около подшипников:

Принимаем:

Определяем диаметр вала под зубчатым колесом:

Принимаем:

Определяем диаметр буртика около зубчатого колеса:

Принимаем:

Определяем длину выходного конца вала:

Принимаем

Рисунок 4.2 Ведомый вал

⇐ Предыдущая1234Следующая ⇒

Поделиться:

Популярное:

1. Параметры конической зубчатой передачи
2. Порядок производства работ с применением подъемных сооружений вблизи линии электропередачи. Установка, кранов, передвигающихся по рельсовому пути, в охранной зоне воздушной линии электропередачи.
3. Преобразователи механических величин и системы дистанционной передачи.
4. Топологии локальных сетей. Среды передачи.