Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АрхитектураБиологияГеографияДругоеИностранные языки
ИнформатикаИсторияКультураЛитератураМатематика
МедицинаМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогика
ПолитикаПравоПрограммированиеПсихологияРелигия
СоциологияСпортСтроительствоФизикаФилософия
ФинансыХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника

Расчет передачи.

Расчет подшипников качения | Подбор и расчет шпонок | Подбор масла |


Читайте также:
  1. I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
  2. I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
  3. II. Расчет зубчатых колес редуктора
  4. II. Расчет зубчатых колес редуктора
  5. II. Расчет зубчатых колес редуктора.
  6. II. Расчет редуктора
  7. III. Предварительный расчет валов редуктора

Исходные данные:

-угловая скорость быстроходного вала редуктора

ω1=76,405 рад/с.

-угловая скорость тихоходного вала редуктора

ω2=19.101 рад/с.

-крутящий момент быстроходного вала редуктора

Т1=122 Н*м.

-крутящий момент тихоходного вала редуктора

Т2=468 Н*м.

-передаточное отношение цилиндрической зубчатой передачи

U=4.

Для изготовления зубчатых колес используем сталь 40Х с последующей закалкой токами высокой частоты до твердости 400 НВ.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений зубьев в зоне контакта.

Для шестерни:

NHE1=(ТmaxН)3 NC1+(ТНН)3 NC2+(ТminН)3 NC3, (4.1)

где Тmax – максимальный крутящий момент быстроходного вала, кН м;

ТН – номинальный крутящий момент быстроходного вала, кН м;

Тmin – минимальный крутящий момент быстроходного вала, кН м;

NC1 – число циклов максимального момента быстроходного вала;

NC2 - число циклов номинального момента быстроходного вала;

NC3 - число циклов минимального момента быстроходного вала

NHE1=(0.183/0.112)3*2.567*106+(0.122/0.122)3*513.442*106+ +(0.0366/0.112)3*342.29*106=522.68*106

для зубчатого колеса

NHE2 = NHE1/U(4.2)

NHE2 =522.68*106/4=130‧106.

Базовое число циклов перемен напряжений в зубьях в зоне контактов

NHОi=30H2.4 HB (4.3)

где H HB твердость зубьев по Бриннелю

NHО=30‧4002,4=52,73‧106

Коэффициент долговечности

KHL= (4.4)

Если NHE≥ NHO то KHL=1

NHE1≥NHO то KHL1=1

NHE2≥NHO то KHL2=1

Предел выносливости по контактным напряжениям

δHlimb=17HHRC+200 (4.5)

где HHRC-твердость по Максвеллу

δHlimb=17‧43+200=931 МПа.

Коэффициент запаса прочности

[SH]=1,2 (поверхностная закалка)

Допускаемые контактные напряжения

H]= (4.6)

H1]=931‧1/1,2=775,8 МПа

H1]=[δH2]

H]= [δH]min=775,8 МПа.

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KHB=1,15.

Коэффициент ширины венца

Ψbd=0,9‧0,9=0,81.

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку

KHV=1,1.

Определяем межосевое расстояние

aw=Ka(U+1) (4.7)

где Ka=495

Т2-крутящий момент тихоходного вала редуктора.

U-передаточное отношение зубчатой передачи

aw=495(4+1) ‧ =104,7 мм.

Принимаем стандартное межосевое расстояние аw=125 мм

Номинальный модуль зацепления

mn=(0,01…0,02)aw=1,25…2,5 (4.8)

Примем стандартный модуль mn=2.5

Число зубьев шестерни

Z1=2 aw/ mn(U+1) (4.9)

где aw -стандартное межосевое расстояние

Z1=2‧125/2.5‧5=20

Принимаем Z1=20

Число зубьев зубчатого колеса

Z2=Z1U (4.10)

Z2=20‧4=80

Диаметры делительных окружностей шестерней колеса

di=mnZi (4.11)

d1=2.5‧20=50 мм

d2=2.5‧80=200 мм

Диаметры вершин зубчатых колес

dai=di+2mn (4.12)

da1=50+2.5‧1=55 мм

da2=200+2.5‧1=205 мм

Диаметры впадин шестерней колеса

dfi=di-2,5mn (4.13)

df1=50-2,5‧2.5=44 мм

df2=200-2,5‧2.5=194 мм

Ширина шестерни

b1≥d1‧ψbd (4.14)

b1=50‧0,81=40,5 мм

применяем b1= 45 мм

Ширина колеса

b2=b1-2 (4.15)

b2=45-2=43 мм

Коэффициент ширины шестерни по межосевому расстоянию

ψBA=b2/aw (4.16)

ψBA=43/125=0.34

Окружная скорость колес и степень точности передачи

Vi= (4.17)

где ω-угловая скорость

d-диаметр делительной окружности.

V=76.405*50/2=1910.1м/c

Для прямозубых колес при V до 5 м/с следует назначить 8-ю степень точности

Коэффициент нагрузки

KH=K+K+KHV (4.18)

KH=1,15‧1‧1,1=1,32

Проверка контактных напряжений

δН= ≤ [δH] (4.19)

δН=270/125‧ =723.6 МПа

723.6 ≤ 775,8

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Ft=2T1/d1(4.20)

Где T1-крутящий момент быстроходного вала

d1- диаметр быстроходного вала.

Ft=2‧468000/50=18720 Н

Радиальная сила

Fr=Fttgα/cosβ (4.21)

Fr=18720‧tg0/cos0 =6739.2 H

Осевая сила

Fa=Ft‧tgβ (4.22)

Fa=18720‧tg0=0 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

δF=Ft‧KFβ‧KFV‧YF‧Yβ‧ KFL/bn‧mn≤ [δF] (4.23)

где Ft - окружная сила, 0;

KFβ= -коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба, KFβ=1,13;

KFV – коэфицент учитывающий динамические действия напряжений, KFV=1.2;

YF– коэфицент учитывающий форму зуба, YF1=3.75(шестерня);YF2=3.6(колесо);

Yβ–коэфицент учитывающий угол наклона зубьев;

KFL–прочность зубьев;

b – ширина колеса, мм;

mn– стандартный модуль, mn=2мм.

Допускаемое напряжение

F] = (4.24)

где δFlimb - предел выносливости при эквивалентном числе δFlimb=700 МПа

[SF] –коэффициент безопасности

[SF]=[SF]‧[SF]”

[SF]=1,75 [SF]”=1

[SF] =1,75‧1=1,75

Допускаемые напряжения для для шестерни:

F1] =700/1,75=400 МПа

для колеса:

F2] =700/1,75=400 МПа

Находим отношение

F2]/YFi (4.25)

для шестерни: 400/3.75=106.67 МПа

для колеса: 400/3.6=111.11 МПа

Определяем коэффициенты Yβ и KFL

Yβ =1 – β/140 (4.26)

где - угол наклона зубьев β =0

Yβ =1 – 0/140=1

Проверку на прочность зубьев проводим по меньшему значению отношения [δF2]/YFi

KFL=4+ (εL-1)(n-5)/4* εL=0.92

где εL–коэфицент торцевого перекрытия εL=1,5

n- класс точности n=8

Проверяем прочность зуба колеса

δF=Ft‧KFβ‧KFV‧YF‧Yβ‧ KFL/bn‧mn≤ [δF]

δF=18720‧1.13‧1.2‧3.75‧1‧0.92/43‧2.5=200.17 МПа

δF ≤ [δF]

200,17 ≤ 400

Условие выполнено.


Дата добавления: 2015-09-02; просмотров: 34 | Нарушение авторских прав


<== предыдущая страница | следующая страница ==>
РЕДУКТОР| Графическая компановка редуктора

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.015 сек.)