- •1. Выбор двигателя и кинематический и силовой расчет привода
- •2. Выбор типа зубьев зубчатых передач
- •3. Выбор степени точности изготовления зубчатых колес
- •4. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора
- •5. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес
- •6. Определение допускаемых напряжений
- •7. Проектный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес
- •8. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
- •9. Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба
- •10. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
- •11. Геометрический расчет зацепления конической зубчатой передачи
- •12. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес
- •13. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес
- •14. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора
- •15. Расчет цепной передачи
- •16. Подбор муфт
- •17. Предварительный расчет быстроходного вала редуктора.
- •18. Проектировочный расчет быстроходного вала редуктора
- •19. Предварительный расчет тихоходного вала
- •20. Проектировочный расчет тихоходного вала редуктора
- •20. Уточненный расчет быстроходного вала
7. Проектный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес
Усталостное контактное выкрашивание (питтинг) рабочих поверхностей зубьев - наиболее характерный и опасный вид повреждений для колес закрытых зубчатых передач, имеющих поверхностную твердость зубьев не более 50 HRC и работающих при наличии в их зацеплении интенсивной жидкой смазки.
Проектный расчет конической передачи выполняем по ГОСТ 21354 - 75.
В результате этого расчёта определяется диаметр делительного конуса колеса de2, мм.
Исходные данные: Крутящий момент на колесе T2=89,51 Н,м, частота вращения колеса n2=249,47 мин-1, передаточное число u=2,8, расчетные допускаемые контактные напряжения МПа.
1. Диаметр внешней делительной окружности колеса при Kbe=0.285, KHβ=1.5 и vH=0.85:
Найденное значение согласуем с ГОСТ 12289-76, примем ближайшее большее значение de2=160 мм.
По этому ГОСТ в зависимости от принятого значения de2 и необходимого передаточного числа u назначим длину зуба колеса b2=24 мм. Длину зуба шестерни b1 (для удобства регулировки её осевого положения при сборке передачи) назначают на 3…5 мм больше. Примем b1=28 мм.
2. Примем число зубьев шестерни: z1= =18,6 ≥ z1min=18,4.cos(δ1)=17,33, где
δ1=arcctg(u)=arcctg(2,8)=19,65. Принимаем z1 = 19
3. Число зубьев колеса: z2=z1.u=19.2,8=53,2 принимаем z2=54.
4. Фактическое значение передаточного числа: .
Отклонение фактического передаточного числа от стандартного (номинального) значения : ,
сравним с его допускаемым (ГОСТ 12289-76) значением .
Отклонение фактического передаточного числа лежит в допустимых пределах.
5. Максимальный торцовый модуль передачи:
мм, тогда мм.
de1=mte .z1=2,96.19=56,24
6. Внешнее конусное состояние передачи:
мм.
7. Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:
; он находится в допускаемых пределах:
0.25≤ Kbe ≤0.3.
8. Среднее конусное расстояние передачи: мм.
9. Средний окружной и нормальный модули передачи:
мм.
10. Средние делительные диаметры:
шестерни мм,
колеса мм.
8. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
Проверка контактной выносливости поверхностных слоёв зубьев колёс конических передач проводится по условию:
Определим коэффициенты нагрузки KHβ и KHV:
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; определяем по таблице [1, стр. 189] при консольном расположении колес на роликоподшипниковых опорах, твердость колес более 350 HB.
Для принятых исходных данных при значение KHβ=1,22.
– коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, возникающую в зацеплении; определяем в зависимости от степени точности и окружной скорости на среднем делительном диаметре:
м/с.
Значение коэффициента выбираем по таблице [1,стр. 181] по 9 квалитету. Получаем величину KHV=1,07.
Следует .
Недогрузка передачи составляет ; Коническая передача может быть перегружена до 3% и недогружена до 15%. Недогрузка передачи в допустимых пределах.