Расчет косозубой цилиндрической передачи

Выбор материала и определение допускаемого напряжения

 

В связи с нагрузкой привода выбираем для изготовления зубчатых колес Сталь 40Х. Она обладает достаточной технологичностью и является распространенной.

Для шестерни НВ=260…280 (термообработка, азотирование).

 

 

Для колеса НВ=260…280 (термообработка, улучшение).

 

 

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость

 

 

Где

Проектный расчет передачи по контактным напряжениям

 

Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/

 

 

где Е_пр приведенный модуль упругости;

Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ - крутящий момент на валу колеса;

Т₂=T_III= Нм

u=5 передаточное число

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния  (табл. 8.4 [2]);

 = 0,4

 - коэффициент ширины к диаметру

=1,06- коэффициент концентрации нагрузки;

По рисунку 8.15 /2/ находим:

=1,06

мм.

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. 136/2/) а=125мм.

Ширина:

Принимаем m=2

назначаем угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев:

 

 

Число зубьев шестерни:

 

 

Число зубьев колеса:

 

 

Принимаем z₁=20, z₂=102

Уточняем

 

.

 

Уточняем по межосевому расстоянию

 

 

коэффициент осевого перекрытия

 

 

Делительные диаметры.

Шестерни:

 

 

Колеса:

 

 

Проверка межосевого расстояния:

 

 

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

электродвигатель привод напряжение кинематический

По формуле 8.29/2/

 

 

Нмм.

 

 

Назначаем 9 степень прочности (по таблице 8.2)

 по таблице 8,7

 

 

Проверочный расчет прочности зубьев на изгиб

 

s_F =  £ [s_F],

 

где Z_Fb - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.

 

Z_Fb = K_Fa Y_b /,

 

где K_Fa = 1,35 - дополнительный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями в многопарном зацеплении косозубой передачи (табл. 8.7, /1/);

 

Y_b = 1 - b^о/140= 1 - 12,6^◦/140 = 0,91.

 - окружное усилие

 

Приведенное число зубьев

 

Z_v1 = Z₁/ cos² b = 20/cos² 12,6^◦ = 21

Z_v2 = Z₂/ cos² b = 102/cos² 12,6^◦ = 107

Y_F1=4,1; Y_F2=3,75 (Рисунок 8.20, /1/.)

 

Вычисляем отношения

 

:

.

 

Рассчитываем по наименьшему отношению

 

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Проектный расчет вала

Тихоходный вал:

 

Мм

 

мм принимаем l₁=60мм

 

мм

мм

мм

 

l₃=98мм - определяется графический на эскизной компоновке

мм

l₄=B+c=20+1,6=21,6мм

Быстроходный вал:

мм

 

мм принимаем l₁=40мм

мм

мм

мм

 

l₃=98мм - определяется графический на эскизной компоновке

 

мм

l₄=B+c=18+1.6=19.6мм

 

Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса.

По формуле 3.5/1/

 

 

L = 2∙a = 2∙125 = 250 мм.

Принимаем а = 9 мм.

Расстояние между колесом и днищем редуктором.

.

l_ст=(1,1…1,5)d=66…90

Определение реакций в опорах валов

Тихоходный вал

 

В горизонтальной плоскости:

 

Проверка:

 

 

,8+4619-2446+2321,8=0

Сечение «А»

Сечение«В»

В вертикальной плоскости:

 

 

 

Проверка:

 

;

 

,2-1360+1405,2=0;

Сечение «А»

Сечение «В» Нм

Определение суммарных изгибающих моментов

 

Сечение «B»

Сечение «A»

Быстроходный вал

В горизонтальной плоскости

 

Проверка:

 

,9+4100-1132-225,1=0

В вертикальной плоскости:

Проверка:

 

;

,6-1529+922,4=0;

 

Проверочный расчет вала

 

Запас усталостной прочности в опасных сечениях

 

s = ³ [s] = 1,5,

 

где s_s = - запас сопротивления усталости только по изгибу;

s_t =  - запас сопротивления усталости только по кручению.

В этих формулах:

s_-1 и t_-1 - пределы выносливости материала вала, МПа;

s_а и t_а - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;

s_m и t_m - постоянные составляющие циклов напряжений, МПа;

y_s и y_t - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

К_s и К_t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

К_d - масштабный фактор;

К_F - фактор шероховатости.

Назначаем материал вала:

Сталь 40, s_В = 700 МПа.

s_-1 = (0,4… 0,5) s_В = 280…350 МПа. Принимаем s_-1 = 300 МПа.

t_-1 = (0,2… 0,3) s_В = 140…210 МПа. Принимаем t_-1 = 150 МПа.

Принимаем y_s = 0,1 и y_t = 0,05 (с. 264, /1/), К_d = 0,72 (рис. 15.5, /1/) и К_F = 1 (рис. 15.6, /1/).

Сечение В:

d = 50 мм,

М = 201*10³ Н*мм,

Т = 485000 Н*мм.

 

 

Принимаем К_s = 2,4 и К_t = 1,8 (табл. 15.1, /1/).

Запас усталостной прочности в сечении В обеспечен.

Сечение С:

d = 60 мм,

М = 224000 Н*мм,

Т = 485000 Н*мм.

 

 

Принимаем К_s = 1,7 и К_t = 1,4 (табл. 15.1, /1/).

Запас усталостной прочности в сечении С обеспечен.

 

ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ