- •1 . Кинематический расчет
- •2 Расчет плоскоременной передачи
- •3 Расчет на прочность быстроходной цилиндрической
- •4 Расчет на прочность тихоходной цилиндрической передачи
- •5 Конструктивные размеры шестерeн и колес
- •6 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7 Подбор подшипников
- •8 Подбор муфты
- •9 Подбор шпонок
- •10 Проверка статической прочности валов, долговечности подшипников
- •11. Проверка опасных сечений валов на выносливость
- •Литература
3 Расчет на прочность быстроходной цилиндрической
ПЕРЕДАЧИ
3 .1 Исходные данные:
= 4927.52 Bт = 618.79= 76.05Hм = 295.13Hм
= 4
3.2. Выбор материалов
Материал шестерни и колеса сталь 40Х , улучшенная = 280= 260
3.3 Допускаемые контактные напряжения: =
где = 2+ 70 = 2= 630 МПа
= 2+ 70 = 2= 590 МПа
коэффициент безопасности принимаем = 1.1
коэффициент долговечности при числе чиклов нагружения больше базового =1=1
тогда ==1= 572.73 МПа
==1= 536.36 МПа
условное контактное напряжение:
= = 536.36 МПа
3.4 Допускаемые напряжения изгиба: =
Где = 1.8 HB1 = 1.8 280= 504 МПа
= 1.8 HB2 = 1.8 260= 468 МПа
= 1 для одностороннего приложения нагрузки
Базовое число циклов перемен = 4при числе циклов перемен больше базового принимаем:
= 1 Коэффициент безопасности = 1.75 тогда
= = 1 1 = 288 МПа
= = 1 1 = 267.43 МПа
3.5 Проектировочный расчет передачи на контактную прочность
3.5.1 Межосевое расстояние
(+ 1)
где
= 271 Коэффициент, учитывающий механические свойства материала, для стальных колес.
= 0.85 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
= 1.75 Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей
= 1.3 Коэффициент, учитывающий нагрузку, принимаем предварительно.
= 1.1 Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями, для косозубых колес.
= 0.5 Коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию
приняли предварительно = 12 - угол наклона зуба,
= (+ 1) =(+ 1)
= 124.28 мм
3.5.2 Основные параметры и размеры зубчатых колес.
Ширина зубчатого венца = 0.5= 0.6= 62.14мм
Приняли для шестерни и колеса = 70 мм= 65 мм
Модуль передачи принимаем в интервале
= 0.01 = 0.01124.28= 1.24 мм
= 0.01 = 0.02124.28= 2.49 мм
приняли m = 2.5 мм
приняли a = 2.5 мм
суммарное число зубьев = = 97.81
приняли
= = 19.6 приняли= 20
= -= 98 – 20= 78
Фактическое передаточное отношение ==
Погрешность U = 100=100= 2.5- допустимо до 3%
Действительный угол наклона зубьев =acos =acos
= 11.48 град
Передачу выполняем без смещения, начальные диаметры равны делительным
= = = 51.02 мм
= = = 198.98 мм
Диаметры вершин и впадин зубьев
= + 2m = 51.02 + 22.5= 56.02 мм
= + 2m = 198.98 + 22.5= 203.98 мм
= - 2m = 51.02 - 22.5= 44.77 мм
= + 2m = 198.98 - 22.5= 192.73 мм
Окружная скорость колес V= == 1.65
V = 1.65 м/с Приняли 8-ю степень точности
3.6 Проверочный расчет на контактную прочность.
3.6.1. Определяем коэффициент торцевого перекрытия
= =
= 1.65
3.6.2 Определяем для несимметричного расположения колес при НВ до 350
= 1.12
3.6.3 для V=1.65 m/c, и косозубых колес при 8 степени точности = 1.2
3.6.4. Коэффициент нагрузки == 1.121.2= 1.34
3.6.5. == = 0.78
3.6.6 При = 20 определим коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей
= = = 1.75
3.6.7 Контактные напряжения
= =
= 476.7 МПа
3.6.8 Проверим недогрузку 100=100= 4.49
3.7 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
3.7.1 Определяем эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба
= == 21.25
= == 82.87
по таблице приняли: = 3.95= 3.61
Проверим отношение = 72.91= 74.08 - для шестерни отношение меньше, расчет ведем по зубу шестерни
3.7.1 Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями = 1.07
3.7.2 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку = 1.06
3.7.3. Коэффициент нагрузки ==1.06= 1.13
3.7.4 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев = 1 -= 1 –
= 0.92
3.7.5. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями = 0.91
3.7.6 Вычисляем по формуле:
= = 0.91 0.92
= 60.53 = 288 МПа
изгибная прочность обеспечена т.к
3.8 Усилия в зацеплении зубчатых колес
3.8.1 Окружная сила
= = = 2981.07 H
= = 2981.07 H
3.8.2 Радиальная сила
= = 2981.07 =
= 1107.16 = 1107.16
3.8.3 Осевая сила
= tan(= 2981.07tan(11.48)=
= 605.33 H = 605.33H