Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

z₁ =z_S/(u±l)³z_1min.

Для косозубых колес z_1min = 17cos³b=17;

z₁ =297/(8-1)=42 z₁ ³ z_1min.

Число зубьев колеса: z₂ = z_S - z₁ = 297-42=255

Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число u_ф= z₂/ z₁ = 255/42=6,07

Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа 4%.

Т.к условие не выполняются , необходимо выбрать другую сталь

Диаметры колес.

Дели­тельные диаметры, d:

шестерни d₁ =z₁m/cosb = 42*1/0,99= 42,42 мм;

колеса d₂ =2a_w- d₁ = 2*150-42,42= 257,58 мм;

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев:

d_a1=d₁ +2×m = 42,42+2*1=44,42 мм;

d_f1=d₁ - 2×1,25×m= 42,42-2*1,25*1= 39,92 мм;

d_a2=d₂ +2× m= 257,58+2*1=259,58 мм;

d_f2=d₂ - 2× 1,25×m=257,58-2*1,25*1= 255,08 мм;

Силы в зацеплении

- окружная F_t=2T₂/d₂ = 2*156,71/0,2576=1216,69 Н;

- радиальная F_r=F_ttga/cosb = 1216,69*0,364/0,99=447,35 Н.

(для стан­дартного угла a=20° tga=0,364);

- осевая F_a = F_ttgb = 1216,69*tg8°8= 172,29 Н.

3.11 Проверка зубьев колес по кон­тактным напряжениям.

Расчетное кон­тактное напряжение

где для косозубых колес К_Нa = 1,1; К_Н= 2,7×10⁵; К_Нb = 1; K_Hv = 1,03.

условие выполняется.

Расчет цилиндрической зубчатой передачи (тихоходная ступень).

Исходные данные:

Т₃ = 1052.58 Н×м — вращающий момент на колесе;

N_3Т = 17,86 об/мин — частота вращения колеса;

u = 7 — передаточное число;

Материалы колеса и шестерни.

В качестве материала для цилиндрического колеса применяем ст.40Х. Применяем т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НRC 45…50.

Механические свойства: s_T = 750 МПа.

В качестве материала для шестерни используем ст.40Х. Применяем т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НRC 45…50.

Механические свойства: s_Т = 750 МПа.

Допускаемые напряжения.

Вычисляем до­пускаемые контактные напряжения.

Для колеса:

допускаемые контактные напряжения: [s]_H = 14 + 170 = 870 МПа

допускаемые напряжения на из­гиб: [s]_F = 370 МПа;

предельные допускаемые напряже­ния:

[s]_Hmax = 40 = 2000 МПа;

[s]_Fmax = 1260 МПа;

Для шестерни:

допускаемые контактные напряжения: [s]_H = 14 + 170 = 870 МПа

допускаемые напряжения на из­гиб: [s]_F = 370 МПа;

предельные допускаемые напряже­ния:

[s]_Hmax = 40 = 2000 МПа;

[s]_Fmax = 1260 МПа;

4.3 Межосевое расстояние:

,

где K_a – коэффициент межосевого расстояния; К_а = 4300 – для косозубых колес;

y_a – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: т.к. колеса в зацеплении расположены несимметрично относительно опор, то y_a = 0,315.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес при постоянном режиме К_Hb = 1.

Эквивалентный мо­мент на колесе Т_НЕ2 = К_НдТ₂ ,

где — коэффициент долговечности.

Здесь: К_НЕ — коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагружения (при постоянном режиме нагружения К_НЕ=1);

N_HG – ба­зовое число циклов нагружений.

В итоге коэффициент циклов .

Следовательно эквивалентный мо­мент на колесе Т_НЕ2 = Т₂ = 1052,58 Н.

Межосевое расстояние в итоге:

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния, равное значению межосевого расстояния быстроходной ступени a_w= 180 мм.

Предварительные основные размеры колеса.

- делительный диаметр:

- ширина колеса: ,

где y_а – коэффициент ширины колеса, y_а=0,315.

принимаем стандартное значение b₂ = 56,7 мм.

Модуль передачи

Модуль передачи:

где коэффициент K_m принимают для косозубых колес:K_m =5,8.

Т_FE=К_FдТ₂—эквивалентный момент на колесе,

где — коэффициент долговечности. Здесь N_FG=4×10⁶— базовое число циклов. При N³10⁸ принимаем K_Fд=1,0.

Т.о. эквивалентный момент на колесе Т_FE=Т₂=1052,58 H

Модуль принимает значение:

Принимаем модуль равным m = 2 мм.

Суммарное число зубьев и угол наклона.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес

b_min = arcsin (3,5m/b₂);

b_min = arcsin(3,5 1/56,7)=3,54°

Суммарное число зубьев

z_S=2 a_wcosb_min /m.

z_S=2×180×cos3,54/1=359

Определяем действительное значение угла

b = arccos(z_Sm / 2a_w).

b = arcos(359×1/2×180)=4,27°

Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

z₁ =z_S/(u±l)³z_1min. z₁=359/(7+1)=45

Для косозубых колес z_1min = 17cos³b=17;

z₁ =50 ³ z_1min.

Число зубьев колеса: z₂ = z_S - z₁ =359-45=314

Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число u_ф= z₂/ z₁ =314/45=6,98

Отклонение от заданного передаточного отношения не превышает допускаемых 4%.

Диаметры колес.

Дели­тельные диаметры, d:

шестерни d₁ =z₁m/cosb = 45×1/cos4,27°= 45,13 мм;

колеса d₂ =2a_w- d₁ =2×180-45,13=314,87 мм;

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев:

d_a1=d₁ +2×m = 45,13+2×1=47,13 мм;

d_f1=d₁ - 2×1,25×m=45,13-2×1,25=42,63 мм;

d_a2=d₂ +2× m= 314,87+2×1= 316,87 мм;

d_f2=d₂ - 2× 1,25×m= 314,87-2×1,25×1=312,37 мм;

Размеры заготовок колес.

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, тре­буется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений: D_заг£ D_пред; С_заг, S_заг£ S_пред;

Значения D_заг, S_заг, С_заг (мм) вы­числяют по формулам:

для цилиндри­ческой шестерни D_заг=d_а1+6 мм = 53,13 мм < 200 мм;

Для колеса с выточками прини­мают меньшее из значений С_заг= 0,5b₂ = 28,35 мм. < 125 мм; и S_заг=8m = 8 мм.

Силы в зацеплении

- окружная F_t=2T₂/d₂ =2*1052,58/0,31487= 6685,81 Н;

- радиальная F_r=F_ttga/cosb = 6685,81*0,364/0,99= 2458,22 Н.

(для стан­дартного угла a=20° tga=0,364);

- осевая F_a = F_ttgb =6685,81*tg4°27= 499,19 Н.

4.12 Проверка зубьев колес по кон­тактным напряжениям.

Расчетное кон­тактное напряжение

где для косозубых колес К_Нa = 1,1; К_Н= 2,7×10⁵; К_Нb = 1; K_Hv = 1,03.

условие выполняется.

Проектный расчет.

Диаметры валов

Диаметры различных участков валов редуктора определяем следующим образом:

Быстроходный вал

Диаметр d выходного конца:

d ³ (7…8) ³ÖТ₁ = (7…8) ³Ö20,39 = 18,93…21,64 мм.

Принимаем d = 22 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п ³ d + 2t ³26,4 мм,

где высота буртика t = 2,2 мм;

Принимаем d_п= 27 мм.

Диаметр d_бп ³ d_п + 3r ³ 33 мм.

где координата фаски подшипника r = 2 мм;

Принимаем d_бп = 33 мм.

Промежуточный вал

Диаметр d_к: d_к ³ (6…7) ³ÖТ₂ = (6…7) ³Ö156,71 = 31,81…37,11 мм.

Принимаем d_к = 38 мм.

Диаметр d_бк: d_бк ³ d_к + 3f = 41,6мм.

где размер фаски f = 1,2 мм;

Принимаем d_бк = 42 мм.

Диаметр d_бп: d_бп ³ d_п + 3r = 48 мм.

где координата фаски подшипника r = 2 мм;

Принимаем d_бп = 48 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п = d_k – 3r = 42 мм,

где координата фаски подшипника r = 2 мм;

Принимаем d_п= 42 мм.

Тихоходный вал

Диаметр d выходного конца:

d ³ (5…6) ³ÖТ₃ = (5…6) ³Ö1052,58 = 49,7…59,63 мм.

Принимаем d = 60 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п ³ d + 2t ³ 65,6 мм,

где высота буртика t = 2,8 мм;

Принимаем d_п= 66 мм.

Диаметр d_бп ³ d_п + 3r ³ 75 мм.

где координата фаски подшипника r = 3 мм;

Принимаем d_бп = 75 мм.

Диаметр d_к ³ d_бп = 75 мм.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: