Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи

Частота вращения

Передаточное число ;

Вращающий момент

Угловая скорость

По [2. табл. 3.3] принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твёрдостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твёрдостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения:

[2. ф.3.9]

где [2. Табл. 3.2];

коэффициент долговечности при длительной эксплуатации, [2. с.33];

коэффициент безопасности [2. с.33].

Для шестерни:

Для колеса:

Для прямозубых передач допускаемое контактное напряжение принимают наименьшее

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

[2. ф. 3.7]

где коэффициент при консольном расположении шестерни, [2. табл. 3.1];

– коэффициент ширины венца по, [2. c. 36];

– для прямозубых колес [2. c. 32].

По [2. с. 36] принимаем ближайшее стандартное значение

Модуль передачи:

[2. c. 36]

По [2. с. 36] принимаем

Число зубьев суммарное:

[2. ф. 3.11]

Принимаем

Число зубьев шестерни:

[2. ф. 3.13]

Принимаем

Число зубьев колеса:

[2. ф. 3.13]

При этом

[2. с. 37]

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчёту:

[2. с. 37]

Основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

Шестерни:

[2. ф. 3.17]

Колеса:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

Ширина колеса:

[2. c. 33]

Принимаем

Ширина шестерни:

[2. c. 294]

Принимаем

Коэффициент ширины шестерни диаметру:

[2. ф. 294]

Окружная скорость колес:

[2. c. 294]

Назначаем 8 – ю степень точности [2. c. 32].

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

[2. c. 32]

где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, [1. табл. 3.5];

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, [2. табл. 3.4];

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колёс [2. табл. 3.6].

Проверяем контактное напряжение:

[2. ф.3.6]

 

Силы действующие в зацеплении.

Окружная:

[2. c. 294]

Радиальная:

[2. c. 294]

Осевая:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

[2. ф. 3.22]

Коэффициент нагрузки:

[2. c. 42]

где коэффициент, учитывающий расположение колес относительно опор, [2. табл. 3.7];

коэффициент, учитывающий скорость и степень точности колес [2. табл. 3.8].

коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

Для шестерни:

[2. c. 42]

Для колеса:

[1. c. 344]

Принимаем [2. c. 42].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

[2. ф.3.24]

где [2. Табл. 3.9];

коэффициент запаса прочности, [2. с.44].

Для шестерни:

Для колеса:

Определяем отношения:

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса:

2.3 Предварительный расчёт валов редуктора

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

быстроходного

промежуточного

промежуточного

тихоходного

Ведущий вал (рис.1).

Диаметр под шестерней и на выходном конце:

[2. ф.8.16]

где крутящий момент на валу,

допускаемое напряжение на кручение,

Принимаем мм.

Для крепления шестерни на валу принимаем круглую гайку шлицевую (по ГОСТ 11871 – 80) [2. табл.9.1];

Диаметр на выходном конце принимаем мм.

Для упора шкива

Для крепления подшипников на валу принимаем круглую гайку шлицевую (по ГОСТ 11871 – 80) [2. табл.9.1];

Диаметр под подшипники принимаем ;

Для упора подшипника

Рисунок 1 – Эскиз ведущего вала

Промежуточный вал (рис. 2).

Диаметр вала под :

[2. ф.8.16]

где крутящий момент на валу,

допускаемое напряжение на кручение,

Принимаем мм;

Диаметр под подшипники ;

Диаметр для упора мм;

Рисунок 2 – Эскиз промежуточного вала

Ведомый вал (тихоходный) (рис.3).

Диаметр выходного конца вала:

[2. ф.8.16]

где крутящий момент на валу,

допускаемое напряжение на кручение,

Принимаем мм;

Диаметр под подшипники ;

Диаметр под зубчатым колесом мм;

Для упора зубчатого колеса

Рисунок 3 – Эскиз тихоходного вала

Дата добавления: 2015-09-05