- •Содержание
- •3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба [σ]f, н/мм2
- •4.2.4Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2, н/мм2:
- •4.2.5 Параметры зубчатой цилиндрической передачи сведены в таблице 8.
- •5.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2
- •5.3.4Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2, н/мм2:
- •5.3.5 Параметры зубчатой цилиндрической передачи сведены в таблице 11.
- •9.2 Выбор соединений
- •Список литературы
5.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2
а) Рассчитываем коэффициента долговечности КFL.
Наработка за весь срок службы: для шестерни N1 = 100,8*106 циклов, для колеса N2 = 22,9*106 циклов.
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NFO= 4*106 для обоих колёс.
Так как N1>NFO1 иN2>NFO2, то коэффициент долговечности КFL1=1 иKFL2=1.
б) Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFO(по табл.3.1):
для шестерни [σ]FO1 = 1,03 HBlcp= 294 Н/мм2;
для колеса [σ]FO2 = 1,03 НВ2ср= 256 Н/мм2.
в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:
для шестерни[σ]F1 = KFL1[σ]FO1 =294 Н/мм2;
для колеса [σ]F2 = KFL2[σ]FO2 = 256 Н/мм2.
Данные расчетов заносим в таблицу 9.
Таблица 9 - Механические характеристики материалов открытой зубчатой передачи.
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термообработка |
НВ1ср |
[σ]Н |
[σ]F |
|
Sпред |
НВ2ср |
Н/мм2 |
|||||
Шестерня |
40Х |
125 |
У |
285,5 |
580,9 |
294 |
|
Колесо |
40Х |
125 |
У |
248,5 |
514,3 |
256 |
5.2 Проектный расчет
5.2.1 Определяем межосевое расстояниеaω, мм:
aω = Ka (u + 1) = 243,6 мм.
где Ka – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ka = 49,5;
ψa = b2/aω - коэффициент ширины венца, ψa = 0,2…0,25 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;
u-передаточное число редуктора;
Т2- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м;
[σ]H - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом,т.е. [σ]H1Н/мм²;
КHβ-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьевКHβ= 1.
Принимаем aω = 240 мм.
5.5.2Определяем модуль зацепления m, мм:
m ≥ мм.
где Кm-вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm= 6,8;
d2-делительный диаметр колеса, мм:
d2= =391,9 мм;
b2-ширина венца колеса, мм:
b2= ψaaω = 52,8 мм;
[σ]F – допускаемое напряжение изгиба материал колеса с менее прочным зубом, т.е. [σ]F2, Н/мм2;
Так как передача открытая расчётное значение модуля m увеличением на 30% из за повышенного изнашивания зубьев: m= 2,19
Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного m =3.
5.2.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
zΣ = z1 + z2 = =160
Принимаем:zΣ=153
5.2.4 Определяем число зубьев шестерни:
z1= =29,6
Округляем z1до 30 зубьев.
5.2.5Определяем число зубьев колеса:
z2 =zΣ-z1= 130 .
5.2.6Определяем фактическое передаточное число uф и проверить его отклонение Δu от заданного u:
uф = z2/z1=4,33
Δu = ·100% =1,5 % < 4%.
5.2.7Определяем фактическое межосевое расстояние:
aω= = 240мм.
5.2.8 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм, сводя их расчёт в таблицу 10
Таблица 10 -Основные геометрические параметры передачи
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Косозубая |
|||
Диаметр
|
Делительный |
d1 = mz1=30 |
d2 = mz2=390 |
Вершин зубьев |
da1 =d1 + 2m=96 |
da2 =d2 + 2m=396 |
|
Впадин зубьев |
df1 =d1– 2,4m=82,,8 |
df2 = d2– 2,4m= 382,8 |
|
Ширина венца |
b1 = b2 + (2…4) =55,8 (округляем b1 =56) |
b2 = ψaaω = 52,8 (округляем b2 =53) |
5.3 Проверочный расчёт
5.3.1 Проверяем межосевое расстояние:
aω = = 240 мм.
5.3.2 Проверяем пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс:
Dзаг ≤ Dпред; Sзаг ≤ Sпред
Диаметр заготовки шестерни Dзаг = da1 + 6 =102 мм.
Размер заготовки колеса закрытой передачи Sзаг=8m = 24 мм.
Сзаг=0,5*b2=26,5мм, т.кСзаг Sзаг, то
Dзаг = 102 мм <Dпред = 125 мм; Sзаг= мм<Sпред = 125 мм.
Условие выполняется.
5.3.3Проверяем контактные напряжения σH, Н/мм2:
σH = K = 474,4 Н/мм2≤ [σ]H= 514,3 Н/мм
гдеК-вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передачК = 436;
Ft- окружная сила в зацеплении,Н:
Ft =2Tрм·103/d2 = 4372,3Н;
КHα-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, в зависимости от окружной скорости колес υ = ωрмd2/(2·10³) =1,1
м/с и 9-ой степени точностиКHα = 1,05;
КHυ-коэффициент динамической нагрузки. В зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи КHυ = 1,07
Недогрузка передачи составляет:100 – (474,4·100/514,3) = 7,8% < 5% (допускаемая недогрузка). Условие прочности выполняется.