Расчет конической передачиИсходные данные: Крутящий момент на валу конического колеса Т3 = 35924 Н×мм. Число оборотов промежуточного вала редуктора n3 = 464 об/мин. Передаточное число конической передачи uк = 3,15. Срок службы привода Lh = 29784 часов. Выбор материалов для изготовления конической зубчатой передачи: - шестерня – сталь 45, термообработка - улучшение до твёрдости 235…260 НВ; - колесо – сталь 45, термообработка - нормализация до твёрдости 180…205 НВ. Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твёрдого. , где МПа, предел выносливости материала по контактным напряжениям при отнулевом цикле нагружения; - коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряжениям; N0 = 107 – базовое число циклов нагружения; - расчётное число циклов нагружения зубьев колеса. Так как N2 >NН0, то принимаем КHL = 1; SH = 1,1 – коэффициент безопасности. МПа. Допускаемые напряжения изгиба: , где σF01, σF02 – предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для шестерни и колеса, соответственно; МПа; МПа. - коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба. NF0 = 5∙106 – базовое число циклов, т.к. N2> NF0, то . SF = 1,75 – коэффициент безопасности. МПа, МПа. Определение внешнего делительного диаметра колеса de, мм: , где KHb –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, с прирабатывающимися прямыми зубьями KHb= 1; uZ – коэффициент, учитывающий вид зубьев конических колёс, для прямозубых колёс uZ=1. мм. Принимаем мм. Определяем углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2: , . Определяем внешнее конусное расстояния Re, мм: . Определение ширины зубчатого венца b, мм: , где yR = 0,285 – коэффициент ширины зубчатого венца. мм. Определяем внешний окружной модуль зацепления, мм: . Назначаем mе=2,5 мм. Определяем числа зубьев. Число зубьев колеса: . Число зубьев шестерни: . Фактическое передаточное число: . Отклонение фактического передаточного числа от номинальной величины: . Определяем действительные углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2: , . Геометрические параметры зацепления, мм: делительный диаметр шестерни ; диаметры окружностей выступов: шестерни , колеса ; диаметры окружностей впадин: шестерни , колеса . Определим средний окружной модуль, мм: . Определяем средние делительные диаметры шестерни dm1 и колеса dm2, мм: , . Проверочный расчёт Определяем окружную скорость, м/c: . По окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи. Определяем коэффициенты расчётной нагрузки. Коэффициенты KFa и KHa, учитывающие распределение нагрузки между зубьями, для прямозубой передачи принимаем: KFa=KHa= 1. По степени точности и окружной скорости по таблице 3.6 определяем коэффициенты динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям KHv= 1,128 и напряжениям изгиба KFv= 1,308. Коэффициенты KFb и KHb, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прямозубой передачи принимаем: KHb=KFb = 1. , = 1,308. Окружная сила, действующая в зацеплении, Н: Проверка по контактным напряжениям sH, МПа: . Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса: , . Коэффициент формы зуба шестерни YF1= 4,07и колеса - YF2= 3,63. Проверка прочности зубьев колеса и зубьев шестерни по напряжениям изгиба. Условия прочности: , , где Yb= 1 - коэффициент, учитывающий наклон зубьев; uF – коэффициент, учитывающий вид зубьев конических колёс, для прямозубых колёс uF= 0,85. , . Прочность зубьев по напряжениям изгиба обеспечена.
|