Главная Обратная связь

Дисциплины:

Архитектура (936)
Биология (6393)
География (744)
История (25)
Компьютеры (1497)
Кулинария (2184)
Культура (3938)
Литература (5778)
Математика (5918)
Медицина (9278)
Механика (2776)
Образование (13883)
Политика (26404)
Правоведение (321)
Психология (56518)
Религия (1833)
Социология (23400)
Спорт (2350)
Строительство (17942)
Технология (5741)
Транспорт (14634)
Физика (1043)
Философия (440)
Финансы (17336)
Химия (4931)
Экология (6055)
Экономика (9200)
Электроника (7621)






Расчет зубчатой передачи редуктора



Выбираем материалы для зубчатых колес:

Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость – HB 200.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов рассчитываем по формуле: [σ H] = σ H lim b K HL / [S H]

Для шестерни:

H1] = ((2HB1 + 70) · KHL) / [S H ] = ((2 · 230+ 70) ·1) / 1,1 ≈ 482 МПа.

Для колеса:

H2] = ((2HB2 + 70) · KHL) / [S H ] = ((2 · 200+ 70) ·1) / 1,10 ≈ 428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

H] = 0,45 · ([σ H1] + [σ H2]) = 0,45 · (482+428) = 410 МПа.

Примем коэффициент ширины венца ψ ba = 0,4.

Коэффициент К, примем по таблице 3.1 [1], принимаем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К = 1,25.

Определяем вращающий момент:

Мощность на валу барабана Рб = Р2 = 0,63 кВт.

Т2 = Р2/ ω2 = 0,63·103/4,26 = 147,9 Н·м

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

a w = Kα·(u+1) =

= 43·(5+1) = 124 мм.

Принимаем ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

aw = 125 мм.

Определяем нормальный модуль:

mn = (0.01 ÷ 0.02)aw= (0,01 ÷ 0,02) · 125 = 1,25 ÷2,5 мм.;

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 2 (мм).

 

Определим число зубьев шестерни:

Примем предварительный угол наклона зубьев β = 10о;

z1 = 2aω · cos β / (u+1) mn = 2 · 125 · cos 10o / (5+1)2 = 20,5.

Принимаем z1 = 20, тогда z2 = z1 · u = 20 · 5 = 100.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

cos β = (z1+z2)mn / 2aw = (20+100)2 / 2·125 = 0,96;

угол β = 16,26о

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d1 = m · z1 / cos β = 2·20 / cos 10o = 41,7 мм;

d2 = m · z2 / cos β = 2 · 100 / cos 10o = 208,3 мм.

Проверка: аω = (d1 + d2)/2 = (41,7 + 208,3) / 2 = 125 мм.

Диаметры вершин шестерни и колеса:

dа1 = d1 + 2 · mn = 41,7 +2·2 = 45,7 мм;

dа2 = d2 + 2 · mn = 208,3 + 2·2 = 212,3 мм.

Ширина колеса и шестерни

b2 = ψba· аw= 0,4·125 = 50 мм;

b1 = b2 + 5 =50 + 5 = 55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:



ψbd = b1 / d1 = 55 / 41,7 = 1,3.

Определяем окружную скорость колес:

υ = d1 ωв / 2 = 41,7·21,3 / (2 ·103) = 0,44 м/с.

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки:

По табл. 3.5 [1] при ψbd = 1,3, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К=1,13

По табл. 3.4 [1] при v = 0,44 м/с, и 8-й степени точности коэффициент К=1,06.

По табл. 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент КHv=1,0.

KH = KKKHv = 1,13 · 1,06 · 1,0 = 1,2.

Проверяем контактные напряжения:

σH =270 / аw =

= 270 / 125 = 378 МПа,

что менее [σ H] = 410 МПа.

Условие прочности выполнено.

Определяем силы в зацеплении:

Окружная: Ft = 2T2 / d2 = 2 · 148 · 103 / 208,3 = 1421 Н.

Радиальная: Fr = Ft · tg α / cos β = 1421 · 0,364 / 0,96=539 H.

Осевая: Fa = Ft · tg β = 1421 · 0,292 = 415 H.

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

σf = Ft · Kf · Yf · Yβ · K / b · mn ≤ [σf ].

Коэффициент нагрузки: Kf = KFB · Kfv

По табл. 3.7 [1] при ψbd = 1,3, твердости НВ <350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент KFB ≈ 1,27.

По табл. 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент Kfv = 1,1.

Kf = KFB · Kfv = 1,27 · 1,1 = 1,397.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Yf зависит от эквивалентного числа зубьев zv;

у шестерни zv1 = z1 / cos3 β = 20 / 0,885 ≈ 23;

у колеса zv2 = z2 / cos3 β = 100 / 0,885 ≈113;

Коэффициенты YF1 = 4; YF2 = 3,6 .

Коэффициенты Yβ = 1 – β / 140 = 0,884; КFα = (4+(εα – 1)(n – 5)) / 4 · εα = 0,92, где среднее значение коэффициента торцового перекрытия εα = 1,5; степень точности n = 8.



Определяем допускаемое напряжение при проверке на изгиб:

f] = σ Flimb / [SF]

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба σ 0F lim b = 1,8 НВ.

Для шестерни: σ 0Flim b = 1,8 · 230 = 415 МПа;

для колеса: σ 0Flimb = 1,8 · 200 = 360 МПа.

Коэффициент безопасности: [SF] = [SF]’ · [SF]”.

По табл. 3.9 [SF]’ = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [SF]” = 1 для поковок и штамповок. [SF] = 1,75.

Допускаемое напряжение:

для шестерни: [σF1] = 415 / 1.75 = 237 МПа;

для колеса: [σF2] = 360 / 1,75 = 206 Мпа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение [σF] / YF меньше. Найдем отношения:

для шестерни 237 / 3,84 = 62 МПа;

для колеса 206 / 3,6 = 57,5 МПа.

Проверку на изгиб проводим для колеса:

σF2 = Ft · Kf · Yf · Yβ · K / b · mn = 1421 · 1,397 · 3,6 · 0,884 · 0,92 / 50 · 2 = 68,2 МПа < 206 МПа.

Условие прочности выполнено.


Эта страница нарушает авторские права

allrefrs.ru - 2019 год. Все права принадлежат их авторам!