Рассчитать коническую передачу с круговыми зубьями одноступенчатого редуктора привода автоматической линии (рис. 6.16). Вращающий момент на валу шестерни (Нм) при частоте вращения (мин). Передаточное число редуктора (ориентировочно). Заданный ресурс передачи (ч) (примерно пять лет при двухсменной работе). Передача нереверсивная (работа зубьев одной стороной). Типовой режим нагружения IV (легкий). Расположение шестерни относительно опор консольное [24].
.
Рис. 6.16. Схема привода
1 – электродвигатель; 2 – упругая муфта; 3 – конический редуктор с круговыми зубьями; 4 – упругая компенсирующая муфта; 5 – автоматическая линия.
Решение
А Проектировочный расчет.
1. Материал шестерни и колеса.
По табл. 12.1 [24] выбираем для изготовления шестерни и колеса сталь марки 40ХН с одинаковой термообработкой: улучшение поковки до твердости НВ и последующая закалка ТВЧ до твердости поверхности зубьев HRC. Размеры заготовок: диаметр поковки шестерни мм, толщина сечения поковки колеса мм.
Находим: Нср=Н1ср=Н2ср=0.5(48+53)=50.5 HRC.
Заготовки колес-поковки.
2. Ориентировочное значение внешнего делительного диаметра шестерни. Находим по формуле табл. 15.4 [24] значение коэффициента вида конических колес. ΘН=0.81+0.15u=0.81+0.15⋅2.8=1.23.
Тогда по формуле (15.18) [18] при К = 22 (§15.8) [24]: d'e1=K3T1(uΘH)=22385.7(2.8⋅1.23)=64.22 мм.
Окружная скорость на среднем диаметре колес по формуле (15.19) [24].
3. Допускаемые контактные напряжения (§ 12.5) [24]:
По табл. 12.8 [24] интерполированием находим базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости (пределу выносливости): для шестерни и колеса
.
Число циклов нагружения зубьев за все время работы при по формуле (12.2) [24]:
шестерни
колеса
Эквивалентное число циклов нагружения находим по формуле (12.1) [24], значение коэффициента – по табл.12.2 [24]:
шестерни
колеса
Так как и то по условию формулы (12.11) [24] принимаем коэффициенты долговечности и
В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев мкм принимаем (§12.5) [24].
Коэффициент запаса прочности (ТВЧ для шестерни и колеса) (§12.5) [24].
По формулам табл. 12.7 [24] определяем пределы контактной выносливости для шестерни и колеса:
( Н/мм).
Допускаемые контактные напряжения по формуле (12.10) [24] для шестерни и колеса
(Н/мм).
Допускаемые контактные напряжения для расчета конической передачи с круговыми зубьями по формуле (12.12) [24]:
(Н/мм).
Но должно выполняться условие (Н/мм), поэтому принимаем
(Н/мм).
4
. Допускаемые напряжения изгиба (§12.5) [24]:
Базовое число сопряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе,
(§12.5) [24].
Эквивалентное число циклов нагружения находим по формуле (12.1) [24], значение коэффициентапо табл.12.2 [24] при (для поверхностно упрочненных зубьев):
шестерни ;
колеса
Так как и , то по условию формулы (12.14) [24] принимаем коэффициенты долговечности ;. Пологая шероховатость переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании с высотой микронеровности мкм, принимаем и . Для заготовки – поковки . При нереверсивной работе . Принимаем коэффициент запаса прочности (§12.5) [24].
По табл.12.10 [24] определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:
для шестерни и колеса, предполагая, что(Н/мм),
допускаемые напряжения изгиба по формуле (12.13) [24]:
Для шестерни и колеса:(Н/мм).
5. Коэффициенты нагрузки (§15.6 и §15.7) [24]:
Коэффициент ширины зубчатого венца по формуле (15.13) [24]
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки находим по табл. 12.3 [24] в предположении установки зубчатых колес на роликовых подшипниках:
По формуле (15.12) [24]
Для выполнения условия принимаем
По формулам (12.9) и (15.17) [24]:
Для выполнения условия принимаем .
По табл.11.2 [24], ориентируясь на передачи общего машиностроения, назначаем 8-ую степень точности передачи
Задать вопрос
на новый заказ в Автор24.
