Сдам Сам

ПОЛЕЗНОЕ


КАТЕГОРИИ







Расчет закрытой конической передачи





Выбор материалов зубчатой пары и допускаемые напряжения

принимаем сталь 45, термообработка – улучшение:

колесо НВ200;

шестерня НВ230.

Допускаемые контактные напряжения

H] = (2HB+70)KHL/[SH]

где [SH] = 1,15 – коэффициент безопасности [1 с.33]

KHL = 1 – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации

Полное число часов работы передачи за расчетный срок службы

t = 5·300·2·7 = 21000 час

где 5 – срок службы в годах;

300 – число рабочих дней в году;

2 – число смен за сутки;

7 – длительность смены в часах;

H] = (2·200+70)1/1,15 = 409 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

F] = 1,8HB/[SF]

где [SF] – коэффициент безопасности

[SF] = [SF] `[SF]`

где [SF]` = 1,75 – коэффициент нестабильности свойств материала

[SF]`` = 1 – коэффициент способа получения заготовки [1c44]

[SF] = 1,75·1,0 = 1,75

шестерня

F]1 = 1,8·230/1,75 = 236 МПа

колесо

F]2 = 1,8·200/1,75 = 205 МПа

2.2. Внешний делительный диаметр колеса:

где Кd = 99 – для прямозубых передач [1c.49]

ψbR = 0,285 – коэффициент ширины венца

КНβ = 1,3 – при консольном расположении колес [1c.32]

de2 = 99[154,6∙103∙1,3∙2,80/(4092(1 – 0,5∙0,285)2∙0,285)]1/3 = 249 мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 de2 = 250 мм [1c.49].

Число зубьев.

Примем число зубьев шестерни z1 = 20,

число зубьев колеса: z2 = z1u1 = 20×2,80 = 56

Основные геометрические размеры передачи

Внешний окружной модуль:

me = de2 / z2 = 250/56 = 4,46 мм

Углы делительных конусов:

сtgd1 = u1 = 2,80® d1 = 19,65°,

d2 = 90o – d1 = 90o – 19,65° = 70,35°.

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

= 0,5×4,46(202 + 562)1/2 = 132 мм,

b = ybR × Re = 0,285×132 = 38 мм.

Внешний и средний делительный диаметры шестерни:

de1 = me × z1 = 4,46×20 = 89 мм,

d1 = 2(Re – 0,5b)sind1 = 2(132 – 0,5×38)sin19,65° = 76 мм.

Средний окружной модуль:

m = d1/z1 = 76/20 = 3,8 мм.

Средний делительный диаметр колеса:

d2 = mz2 = 3,8×56 = 213 мм.

Коэффициент ширины шестерни:

ybd = b/d1 = 38/76 = 0,50.

Средняя окружная скорость.

V = pd1n1/6×104 = p×76×968/6×104 = 3,9 м/с.

Принимаем 7 – ую степень точности.

2.6. Уточняем коэффициент нагрузки:

KH = KHa × KHb × KHV = 1,0 × 1,24 × 1,05 = 1,30

где KHa = 1,0 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c. 39],

KHb = 1,24 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c. 39],

KHV = 1,05 – динамический коэффициент [1c. 40].

2.7. Расчетное контактное напряжение:

 

=

= 335/(132–0,5×38){154,6×103×1,30[(2,802+1)3]1/2/(38×2,802)}1/2 = 395 МПа

Недогрузка (409 – 395)100/409 = 3,4% (допустимо 15%)

Расчет при действии максимальной нагрузки

sНmax = sH

T1max/T1 = 1,9 – коэффициент перегрузки

σHPmax = 2,8σт = 2,8·340 = 952 МПа

sНmax = 395·1,90,5 = 544 МПа < sНPmax = 952 МПа

следовательно, нормальная работа передачи при максимальных нагрузках обеспечена

 

Силы, действующие в зацеплении.

- окружная Ft = 2T1/d1 = 2×57,2×103/76 =1505 Н

- радиальная для шестерни, осевая для колеса

Fr1 = Fa2 = Ft tgacosd1 =1505tg200×cos19,65° = 516 H

- осевая для шестерни, радиальная для колеса

Fa1 = Fr2 = Ft tgasind1 = 1505tg200×sin19,65° =184 H



Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

Pаccчетное изгибное напряжение

sF = FtKFYF /(qbm)

где q = 0,85 – коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической передачи [1c. 51] ,

Y – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев: zV = z/cosd

при z1 = 20 ® zV1 = 20/cos19,65° = 21,2 ® YF1 = 4,05 [1с. 42]

при z2 = 56 ® zV2 = 56/cos70,35° = 167 ® YF2 = 3,6

отношение [sF] / YF:

шестерня [sF]1 / YF1 = 236/4,05 = 58,3 МПа;

колесо [sF]2 / YF2 = 205/3,6 = 56,9 МПа.

Так как [sF]2 / YF2 < [sF]1 / YF1 то расчет ведем по зубьям колеса

 

коэффициент нагрузки [c. 42]

KF = KFb × KFV = 1,35×1,35 = 1,82,

где KFb = 1,35 – коэффициент концентрации нагрузки [c. 43]

KFV = 1,35 – коэффициент динамичности [c. 43]

sF2 =1505×1,83×3,60/(0,85×38×3,8) = 81 МПа.

Условие sF2 < [sF]2 выполняется.

Расчет при действии максимальной нагрузки

sFmax = sFT1max/T1 < sFPmax

T1max/T1 = 1,9 – коэффициент перегрузки

σFPmax = 1,7σ`FP = 1,7·205 = 348 МПа

sFmax = 81·1,9 = 153 МПа < sFPmax = 348 МПа

следовательно, нормальная работа передачи при максимальных нагрузках обеспечена

 


Предварительный расчет валов

Диаметр вала

где Т – передаваемый момент;

[tк]=15÷25 МПа – допускаемое напряжение на кручение [1c.161]

Быстроходный вал

d1 = (16·57,2·103/π20)1/3 = 24 мм

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью стандартной упругой втулочно-пальцевой муфты МУВП (Допускаемый момент у муфты 250 Н·м, диапазон диаметров, соединяемых валов 32÷38 мм) с валом электродвигателя диаметром dдв = 32 мм, принимаем:

диаметр выходного конца dв1 = 32 мм;

диаметр под уплотнением dу1 = 35 мм;

диаметр под подшипником dп1 = 40 мм.

Для конических шестерен должно выполняться условие: минимальное расстояние от впадины зуба до шпоночной канавки должно быть больше 1,6me. Минимальный диаметр впадин зубьев dfmin=56,1 мм (по чертежу), при диаметре вала под колесом 32 мм высота шпоночного паза t2 = 3,3 мм, тогда условие 56,1/2 – (32/2+3,3) = 8,7 мм >1.6me = 1,6∙4,46 = 7,1 мм выполняется, следовательно вал выполнен отдельно от шестерней


Тихоходный вал

d3 = (16·154,6·103/π20)1/3 = 34 мм

принимаем:

диаметр выходного конца dв3 = 35 мм;

диаметр под уплотнением dу3 = 38 мм;

диаметр под подшипником dп2 = 40 мм.

диаметр под колесом dк2 = 45 мм.

4.4. Конструктивные размеры колеса:

диаметр ступицы dст = 1,6d = 1,6·45 = 72 мм

длина ступицы lст = (1,2…1,7)d = (1,2…1,7)45 = 54…76 мм

принимаем lст = 50 мм

толщина обода d = 4m = 4·3,4 =14 мм

толщина диска С = 0,3b = 0,3·38 = 12 мм









Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:


©2015- 2018 zdamsam.ru Размещенные материалы защищены законодательством РФ.