Расчет цилиндрической косозубой передачи (тихоходной ступени)
Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчеты привода
Принимаем КПД элементов привода:
- КПД соединительной муфты;
- КПД зубчатой цилиндрической передачи;
- КПД зубчатой конической передачи.
Тогда общий КПД привода:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image004.png)
Требуемая мощность двигателя:
Ориентируемся на выбор асинхронного двигателя серии АИР с синхронной частотой вращения nсинхр=1000 мин-1.
Принимаем двигатель АИР160S6 с номинальной частотой вращения
кВт и номинальной частотой вращения вала под нагрузкой ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image007.png)
Общее передаточное отношение редуктора:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image008.png)
Обозначим передаточное отношение быстроходной ступени редуктора , тихоходной ступени . Определяем значения и :
Определяем частоты вращения валов редуктора:
- быстроходный вал I: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image013.png)
- промежуточный вал II:
- тихоходный вал III: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image015.png)
Определяем вращающие моменты на деталях передач редуктора.
Требуемый вращающий момент на выходном конце тихоходного вала редуктора:
Обозначим - вращающий момент на колесе тихоходной ступени.
Условие равновесия тихоходного вала III:
.
Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени:
Условие равновесия промежуточного вала II:
где - вращающий момент на колесе быстроходной шестерни.
Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени:
Расчет цилиндрической косозубой передачи (тихоходной ступени)
Исходные данные для проектирования:
- передаточное отношение ступеней: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image023.png)
- частота вращения шестерни ступеней: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image024.png)
- частота вращения колеса ступеней: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image025.png)
- вращающий момент на колесе ступени: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image026.png)
- требуемый ресурс передачи: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image027.png)
- типовой режим нагружения – 2 (средний равновероятный).
2.1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес и определение средней твердости активной поверхности зубьев
Принимаем следующий вид термообработки:
- для шестерни: улучшение + закалка ТВЧ, твердость поверхности зубьев – 45…50 HRCэ;
- для колеса: улучшение, твердость поверхности зубьев – 269…302 НВ.
Средняя твердость поверхностей зубьев:
- шестерни: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image028.png)
- колеса: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image029.png)
2.2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете зубчатой передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев
Предел контактной выносливости ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image031.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image032.png)
Абсцисса точки перелома кривой усталости или базовое число циклов нагружений :
где среднюю твердость переводим в единицы НВ, получая
.
не должно превышать . Т.к. мы получили и , то принимаем и ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image044.png)
Коэффициент запаса при расчете по : .
Эквивалентное число циклов нагружений при расчете по :
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image050.png)
Коэффициент долговечности :
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image052.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image053.png)
Допускаемые напряжения :
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image056.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image058.png)
Расчетные для проектирования передач:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image059.png)
При этом должно выполняться условие:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image060.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image061.png)
Условие выполняется.
2.3. Определение основных размеров передачи
Передаточное число передачи: .
Приведенный модуль упругости материалов зубчатых колес: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image063.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image064.png)
Зададимся коэффициентом ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image065.png)
Определим коэффициент :
По кривой 5 принимаем коэффициент .
По таблице коэффициент внешней динамической нагрузки 25.
Межосевое расстояние передачи:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image070.png)
принимаем стандартное межосевое расстояние .
Определяем диапазон модулей передачи: ; принимаем .
Задаемся предварительно углом наклона зубьев: . Тогда число зубьев шестерни:
принимаем ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image076.png)
Число зубьев колеса:
принимаем .
Уточняем окончательно значение угла наклона зуба ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image079.png)
Минимальное число зубьев шестерни из условия неподрезания ножки зуба:
Уточняем ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image082.png)
Отклонение передаточного числа и u:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image085.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image086.png)
Условие выполняется.
Делительные диаметры:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image087.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image088.png)
Начальные диаметры (передача без смещения): ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image090.png)
Проверка:
При коэффициентах высоты головки зуба и радиального зазора высоты головки и ножки зуба (для передачи без смещения):
мм;
мм.
Диаметры окружностей вершин зубьев:
мм;
мм.
Диаметры окружностей впадин зубьев:
мм;
мм.
Рабочая ширина передачи:
мм.
Ширина венца колеса: мм.
Ширина венца шестерни: мм.
Окончательно коэффициент ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image105.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image106.png)
2.4. Выбор марки стали для изготовления зубчатых колес
Для варианта т.о. II марки сталей одинаковы для шестерни и колеса.
Диаметр заготовки шестерни ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image107.png)
мм.
Толщина заготовки диска колеса:
мм.
Толщина заготовки обода колеса:
мм.
Принимаем для изготовления шестерни и колеса легированную хромистую сталь 40Х. При этом выполняются условия:
- для шестерни ( т.о. улучшение + закалка ТВЧ)
мм мм;
- для колеса (т.о. улучшение)
мм и мм мм.
2.5. Степень точности передачи
Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image116.png)
Принимаем 8-ю степень точности.
2.6. Определение сил, действующих в косозубом зацеплении
Окружная сила для шестерни и колеса:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image118.png)
Радиальная сила для шестерни и колеса:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image120.png)
Осевая сила для шестерни и колеса:
2.7. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев
Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image123.png)
Коэффициент торцового перекрытия:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image124.png)
Коэффициент уменьшения контактных напряжений в косозубой передаче в сравнении с прямозубой:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image125.png)
Уточним коэффициент Ранее мы приняли при . Уточненное значение коэффициента оказалось равным 0,76 , что полностью совпадает с предварительно рассчитанным. Т.о. окончательная величина осталась прежней и равной 1,04.
Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузки передачи при расчете по контактным напряжениям для окружной скорости м/с ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image131.png)
Тогда расчетные контактные напряжения в полюсе зацепления:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image132.png)
Сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев обеспечивается, т.к. выполняется условие:
Н/мм2 Н/мм2.
2.7. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на сопротивление усталости зубьев при изгибе
Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба , соответствующий абсциссе точки перелома кривой усталости для напряжений изгиба, для принятого вида термообработки:
- для шестерни ( т.о. улучшение + закалка ТВЧ): Н/мм2;
- для колеса (т.о. улучшение): Н/мм2.
Коэффициент безопасности : ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image140.png)
Коэффициент приведения ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image141.png)
Эквивалентное число циклов нагружения для шестерни и колеса при числе зацеплений за один оборот зуба шестерни и зуба колеса :
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image148.png)
Базовое число циклов нагружения (абсцисса точки перелома кривой усталости для напряжений изгиба) для всех видов термообработки: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image150.png)
Тогда ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image151.png)
Для шестерни и коэффициент долговечности Для колеса и в данном случае также коэффициент долговечности ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image155.png)
Принимаем коэффициент , учитывающий двустороннее приложение нагрузки, равным 1.
Тогда допускаемые напряжения изгиба для принятого варианта т.о. II при ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image158.png)
2.8. Проверочный расчет передачи на сопротивление усталости зубьев при изгибе
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете по напряжениям изгиба для кривой 5 при и для ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image164.png)
Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку передачи при расчете по напряжениям изгиба, по табл. для ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image166.png)
Число зубьев эквивалентного прямозубого зубчатого колеса (эквивалентное число зубьев) ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image167.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image168.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image169.png)
Коэффициент формы зуба и концентрации напряжений в зависимости от при коэффициенте смещения исходного контура =0: для шестерни
для колеса ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image174.png)
Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев при расчете на изгиб .
Коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба в косозубой передаче и неравномерного распределения нагрузки:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image176.png)
Коэффициент уменьшения напряжений изгиба в косозубой передаче в сравнении с прямозубой:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image177.png)
Расчетные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса:
Сопротивление усталости зубьев при изгибе обеспечивается при выполнении условия: Допускается .
Для шестерни: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image182.png)
Для колеса: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image183.png)
2.9. Проверочный расчет передачи на контактную прочность активных поверхностей зубьев в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)
Предельные допускаемые контактные напряжения , не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев, для варианта т.о. II:
- для шестерни: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image185.png)
- для колеса: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image186.png)
Расчетные максимальные контактные напряжения при действии пиковой нагрузки:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image188.png)
Контактная прочность активных поверхностей зубьев в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке) обеспечивается, т.к. выполняется условие:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image189.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image190.png)
2.10. Проверочный расчет передачи на прочность зубьев при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке)
Предельные допускаемые напряжения изгиба , не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зуба пиковой нагрузкой, для варианта т.о. II:
- для шестерни: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image192.png)
- для колеса: ![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image193.png)
Расчетные максимальные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image195.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image196.png)
Изгибная прочность зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке) обеспечивается, т.к. выполняется условие:
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image197.png)
![](https://konspekta.net/stydopediaru/baza2/594817510743.files/image198.png)
Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:
©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.
|