Пример проектировочного расчета зубчатой конической прямозубой передачи

Исходные данные:

Рассчитать зубчатую коническую прямозубую передачу одноступенчатого редуктора.

Вращающий момент на выходе Т₂ = 900 Н·м.

Передаточное отношение u = 3.

Частота вращения входного вала n₁ = 210 мин^-1.

Частота вращения выходного вала n₂ = 70 мин^-1.

Передача нереверсивная.

Шестерня расположена консольно относительно подшипниковых опор.

Срок службы передачи L_h = 10000 часов в тяжелом режиме нагружения.

 

Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

1.1. Выбор материалов для колеса и шестерни

В соответствии с рекомендациями (табл.) зубчатые колеса изготовлены из стали 40Х, закаленной до твердости HRC 45…50, термообработка типа «улучшение» с последующей закалкой ТВЧ по контуру до заявленной твердости:

шестерня HRC_1ср50;

колесо HRC_2ср47;

 

1.2. Допускаемые контактные напряжения

для углеродистых и легированных сталей

шестерня  ;

колесо  .

1.2.1 Пределы контактной выносливости шестерни и колеса соответственно

σ _{H lim1} =17 HRC + 200 =17·50 + 200 = 1050 МПа;

σ _{H lim2} =17 HRC + 200 = 17·47 + 200 = 999 МПа;

1.2.2. Коэффициент запаса прочности s_H = 1,2.

1.2.3. Коэффициенты долговечности:

шестерни

колеса

где N_{H lim} = 84∙10⁶  базовое число циклов (см табл. 1.1.3);

N_H1 и N_H2 – расчетное число циклов напряжений шестерни и колеса соответственно:

 = 60·210·10000 = 126·10⁶;

 = 60·70·10000 = 42·10⁶

1.3. Допускаемые напряжения изгиба

  шестерни  

  колеса  

1.3.1. Коэффициент запаса прочности при изгибе s_F = 1,75;

1.3.2. σ_Flim1 и σ _Flim2 – пределы выносливости зубьев шестерни и колеса при изгибе (табл. 1.1.4):

шестерни σ _Flim1 = 600 МПа;

колеса σ _Flim2 = 600 МПа.

1.3.3. Коэффициенты долговечности:

 ;

 .

1.3.4. Коэффициент чувствительности к реверсивной работе

    - передача нереверсивная.

2. Определение внешнего делительного диаметра колеса d_{e 2} (мм) из условия прочности по контактным напряжениям

,

где Т₂ = 900 Н·м - номинальный вращающий момент на колесе, Н·м;

u = 3 – передаточное число;

 ;

2.1. Коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния .

2.2. Коэффициент концентрации нагрузки К_Нβ (табл. 1.2.1; рис. 8)

К_Нβ = 1,0 + 0,766 Ψ _bd = 1,333;

.

2.3. Коэффициент динамичности нагрузки при расчете контактных напряжений К_{Н v} на этапе проектировочного расчета обычно принимают равным К_{Н v} = 1,0.

2.4. Коэффициент изменения прочности для прямозубых передач  = 0,85.

3. Определение внешнего делительного диаметра шестерни d_{e 1} (мм)

4. Определение внешнего конусного расстояния конического зацепления R_e, мм

Определение чисел зубьев

5.1. Количество зубьев шестерни:

где β _n = 0 (прямозубая передача) Поскольку количество зубьев может быть только целым, следует принять z₁ = 20. Как показывает опыт проектирования конических передач, для такого числа зубьев не будет выполняться условие прочности по контактным напряжениям, поэтому необходимо увеличить число зубьев z₁ = 21.

5.2. Количество зубьев колеса

.

6. Определение внешнего окружного модуля m_e ,мм

Расчетное значение внешнего окружного модуля

.

Полученную величину модуля округляем, принимая ее равной ближайшему значению из нормального ряда по ГОСТ 9563 – 80 (табл. 1.6.1) m_e = 5 мм

---

Дата добавления: 2018-11-24; просмотров: 173; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!