2.1.1 Материал шестерни и колеса.
Шестерня: Сталь 35ХМ, термообработка – улучшение, НВ сердцевины 269…302 (НВ1ср.285,5);= 920 МПа; = 790 МПа.
Колесо: Сталь 35ХМ, термообработка – улучшение, НВ сердцевины
(НВ1ср.248,5); = 800 МПа; = 670 МПа. [2, с.4]
2.2.2 Допускаемые контактные напряжения, МПа.
= ·,
=2HB+70; [2, с.6]
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
= 2· 285,5 + 70 = 641 МПа
= 2· 248,5 + 70 = 567 МПа;
- коэффициент безопасности;
= 1,1 – структура однородная; [2, с.4]
- коэффициент долговечности;
= ;
здесь - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;
= = 30 · ;
= 30 · 285,52,4 = 23,5 · 106;
= 30 · 248,52,4 = 16,8 · 106;
– эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи;
При постоянной нагрузке:
= 60 ·с · ;
здесь с – число одинаковых колес, сцепляющихся с рассчитываемым;
с = 1;
ni - частота вращения рассчитываемого колеса;
n1 = 975 об/мин;
n2 = 309,52 об/мин;
- срок службы передачи, ч;
= 17· 103 ч.;
= 60 · 1· 975 · 17 · 103 = 994,5 · 106
= 60 · 1· 309,52 · 17 · 103 = 315,7 · 106
994,5 · 106 > 23,5 · 106;
315,7 · 106 > 16,8 · 106;
При > следует принимать = 1 [2, с.5]
= · 1 = 582,7 МПа
= · 1 = 515,5 МПа
Для косозубых цилиндрических передач в качестве расчетного допускаемого напряжения следует принимать:
= 0,45 · (+) 1,23 ·;
= 0,45 · (582,7 + 515,5) = 494,2 МПа
2.3 Допускаемые напряжения изгиба.
= · ;
где [ - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;
= 1,8· НВ [2, с.6] = 1,8· 285,5 = 513,9 МПа;
= 1,8· 248,5 = 447,3 МПа;
- коэффициент безопасности;
= 1,9; [2, с.5]
– коэффициент долговечности;
=,
здесь - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, для всех сталей;
= 4 · 106; [2, с.6]
– эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи;
При постоянной нагрузке :
= 60 ·с ·
= , т.е. = = 994,5 ·106;
= = 315,7 · 106
При следует принимать = 1 [2, с.6]
= · 1 = 270,5 МПа;
= · 1= 235,4 МПа.
2.4 Межосевое расстояние.
ka(u1 +1) · ;
где - вспомогательный коэффициент;
= 430 – для косозубых передач;
u1 - передаточное отношение быстроходной цилиндрической передачи;
u1 = 3,15;
Т2 - вращающий момент на валу колеса быстроходной цилиндрической передачи;
= – коэффициент относительной ширины колеса по межосевому расстоянию;
0,315 – для косозубых колес;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
= 1 – для прирабатывающихся зубьев;
= 132,8 мм.
Полученное значение округляем до стандартного. Принимаем = 160 мм. [2, с.7]
2.5 Модуль зацепления.
mn = (0,01…0,02) ·;
mn = (0,01…0,02) ·160 = (1,6…3,2) мм.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного. Принимаем mn = 3мм. [2, с.7]
2.6 Рабочая ширина шестерни и колеса.
в2 = · = 0,315 · 160 = 50,4 мм.
в2 = 50 мм;
в1 = в2 + (2…5) = 54 мм
2.7 Число зубьев шестерни и колеса.
2.7.1 Суммарное число зубьев шестерни и колеса.
Zc = – для косозубых колёс;
= arcsin· (3,5· ) = arcsin· (3,5· ) = 12,1224°
Zc = = 104,29
Zc = 104
2.7.2 Фактический угол наклона зубьев.
= arcos ·
= arcos · = 12,8386°
= 8° - 15° - для косозубых колёс.
2.7.3 Число зубьев шестерни.
Z1 = = = 25,06
Z1 = 25
2.7.4 Число зубьев колеса.
Z2 = Zс - Z1 = 104 – 25 = 79
2.7.5 Фактическое передаточное отношение.
== = 3,16
Расхождение с исходным значением:
=·100% = - 0,3%, что допустимо.
2.8 Основные геометрические размеры.
2.8.1 Диаметр делительной окружности.
d1 = = = 76,923 мм
d2 = = = 243,077 мм
Проверка условия:
= = = 160 мм
2.8.2 Диаметр окружности выступов.
dа1 = d1 + 2 · mn = 76,923 + 2 · 3 = 82,923 мм;
dа2 = d2+ 2 · mn = 243,077 + 2 · 3 = 249,077 мм.
2.8.3 Диаметр окружности впадин.
df1 = d1 + 2,5 · mn = 76,923 – 2,5 · 3 = 69,423 мм;
df2 = d2+ 2,5 · mn = 243,077 – 2,5 · 3 = 235,577 мм.
2.9 Окружная скорость колёс и степень точности.
V = = 3,92 м/с
Степень точности = 8 [2, с.9]
2.10 Коэффициент нагрузки.
KH = KHα · KHβ · KHv ,
где KHα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьми;
KHα = 1,08 – для косозубых колёс; [2, с.9]
KHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
KHβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев;
KHv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, зависящий от
окружной скорости колеса и степени точности передачи;
KHv – 1,04 [2, с.9]
KH = 1,08 · 1 · 1,04 = 1,12
2.11Расчетное контактное напряжение.
= К · [];
Таблица 2
Валы |
D |
D0 |
D3 |
h |
h1 |
l |
l1 |
Ведущий |
80 |
85 |
72 |
16 |
5 |
10 |
2 |
Промежуточный |
90 |
95 |
80 |
16 |
7 |
10 |
2 |
Ведомый |
160 |
117 |
95 |
20 |
7 |
12 |
3 |
Рис. 6 Подшипниковая крышка (глухая)
Таблица 3
Валы |
D |
D0 |
D3 |
h |
h1 |
l |
l1 |
Ведущий |
80 |
85 |
72 |
16 |
5 |
10 |
2 |
Ведомый |
160 |
117 |
95 |
20 |
7 |
12 |
3 |
Рис.7 Подшипниковая крышка (сквозная)
Содержание
Введение ………………………………………………………………………5
-
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода………….6
-
Расчет передачи редуктора……………………………………….….......8
2.1 Расчет быстроходной цилиндрической передачи………………..........8