Расчёт конической прямозубой передачи
Дано: uкп = 3 – передаточное отношение ступени;
T1 = 20,71 Нм – крутящий момент на входном валу передачи;
T2 = 59,05 Нм – крутящий момент на выходном валу передачи;
1 = 94,7 рад/с – угловая скорость вращения на входном валу передачи;
2 = 31,56 рад/с – угловая скорость вращения на выходном валу передачи.
Срок службы передачи – 5 лет, работа в 2 смены.
Решение
Проектный расчёт
Выбор материала
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками.
Для шестерни: сталь 35ХГС, термическая обработка – улучшение, твердость – НВ 260 (таблица 3.1);
Для колеса: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость – НВ200 (таблица 3.1).
Для шестерни
σнlimb1=2HB+70=2∙260+70=590 MПа
Принимаем NHO1 = 2107 (при HB260, методом линейной интерполяции)
NHE1=60∙ω1∙30π∙Lr∙Д∙С∙tc==60∙94,7∙303,14∙5∙300∙2∙8=130,29∙107.
KHL1=6NHO1NHE1=62107130,29∙107=0,5.
Принимаем KHL1 = 1, SH1 =1,1
σH1=σнlimb1∙KHL1[SH1]=590∙11,1=536,36 МПа.
Для колеса
σнlimb2=2HB+70=2∙200+70=470 MПа
Принимаем NHO2 = 107 (при HB200, методом линейной интерполяции)
NHE2=60∙ω2∙30π∙Lr∙Д∙С∙tc==60∙31,56 ∙303,14∙5∙300∙2∙8=43,42∙107.
KHL2=6NHO2NHE2=610743,42∙107=0,53.
Принимаем KHL1 = 1, SH1 =1,1
σH2=σнlimb2∙KHL2[SH2]=470∙11,1=427,27 МПа.
Общее расчетное допускаемое контактное напряжение:
σH=0,45∙σH1+σH2==0,45536,36+427,27=433,63 МПа
Внешний делительный диаметр колеса:
de2=Kd3T2∙103∙KHβ∙uкпσH2∙1-0,5∙bRe2∙bRe==99359,05∙103∙1,15∙3433,632∙1-0,5∙0,2852∙0,285=171,18 мм.
Принимаем Кd = 99 (для прямозубых)
.
Принимаем bRe = 0,285 (рекомендованное значение).
Принимаем КН =1,15 (таблица 3.2, при HB350 и несимметричном расположении колес ).
Диаметр округляем до стандартного числа de = 170
Число зубьев шестерни рекомендуется брать z1 = 18…32.
Принимаем z1 = 30.
Число зубьев колеса:
z2=z1∙uкп=30∙3=90
Число округляют до целого числа. После чего уточняют передаточное число:
uкп ут.=z2z1=9030=3
Внешний окружной модуль:
me=de2z2=171,1890=1,9 мм.
Определяем углы делительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2:
δ1=arctguкп=arcctg3=18,43494882°=18°26'5'',δ2=90°-δ1=90°-71°33'55″=71,56505118°=71°33'55″.
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:
Re=0,5∙me∙z12+z22=0,5∙1,9∙302+902=90,12 мм.b=ψbReRe=0,285∙90,12=25,68 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни de1:
de1=mez1=1,9∙30=57 мм.
de2=171,18 мм – рассчитано ранее.
Средний делительный диаметр шестерни:
d1=2Re-0,5∙bsinδ1==2∙90,12-0,5∙26sin18°26'5''=48,77 мм.d2=2Re-0,5∙bsinδ2==2∙90,12-0,5∙26sin71°33'55″=146,32 мм.
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
dae1=de1+2mecosδ1=57+2∙1,9∙cos18°26'5''=60,6 мм.dae2=de2+2mecosδ2=171,18+2∙1,9∙cos71°33'55″==171,75 мм.
Средний окружной модуль m:
m=d1z1=48,7730=1,63 мм.
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:
bd=bd1=25,68 48,77=0,53
Средняя окружная скорость колес:
v=ω1∙d12000=94,7∙48,772000=2,3 м/с
Степень точности - 7.
Силовой расчёт
Силы в зацеплении
Название Шестерня, Н Колесо, Н
Окружная Ft1=2∙T1∙103d1==2∙20,71∙10348,77=849,29
Ft2=Ft1=849,29
Радиальная Fr1=Ft1tgαcosδ1==849,29∙tg20cos18°26'5''==293,25
Fr2=Fa1=97,75
Осевая Fa1=Ft1tgαsinδ1==849,29∙tg20sin18°26'5''==97,75
Fa2=Fr1=293,25
Проверочный расчёт
Проверка контактных напряжений
КН = 1,03- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (по таблице 3.4);
КН = 1,05 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (по таблице 3.5);
КН =1,07 - динамический коэффициент (по таблице 3.6).
KH=KHα∙KHβ∙KHv=1,03∙1,05∙1,07=1,16.
δH=335Re-0,5∙bT2∙103∙KH∙uкп2+13b∙uкп==33590,12-0,5∙25,6859,05∙103∙1,16∙32+13 25,68∙32=417,94 МПа
σH>δH433,63>417,94.
Принимаем КFβ =1,09 (таблица 3.7, при HB350, bd = 0,53 и несимметричном расположении)
Задать вопрос
на новый заказ в Автор24.
