Детали машин. Конический редуктор

V = = 1,51

Степень точности зубчатых колес – пониженной точности (9)     [3, с. 119]

 = 1,06

= 1,06 * 1,04 = 1,1

= 1,8* 481,83 МПа.

 

 

 

 

 

 

 

 

3.11. Выполняем проверочный расчет  на прочность по напряжениям  изгиба.

        

- безразмерный коэффициент, зависит от формы зуба      [3, с. 140]

В зависимости от и находят для шестерни и колеса ,при Х=0.

= 3,98               = 3,75

=(550/3,98) = 138,19               = (432/3,75) = 115,2

  - значит выполняем расчет по колесу.

 =                                                                                                               (3.27)

 = = 24,2

=                                                                                                                 (3.28)

= = 900

 и  - эквивалентное число зубьев.

=      , где                                                                                             (3.29)

- опытный коэффициент,     = 0,85              [3, с. 129]

- модуль в среднем  торцевом сечении,    = 1,69 мм

- тангенциальная  сила

- коэффициент  расчетной нагрузки

= * , где                                                                                               (3.30)

- коэффициент  концентрации нагрузки      [3, с. 130]

= 1+1,5( - 1)

= 1+1,5(1,04- 1) = 1,06

- коэффициент  динамической нагрузки      [3, с. 131]

= 1,11

= 1,06*1,11              = 1,1766

= = 94,61

3.12. Определим силы, действующие в конической передаче

Тангенциальная сила

=                                                                                                                 (3.31)

= = 1,42* Н

Нормальная сила

=                                                                                                                (3.32)

= = 1,47 * Н

Радиальная сила

= * tg α * cos                                                                                          (3.33)

= 1380 * 0,364 * 0,986 = 495,29 Н

Осевая сила

= * tg α * sin                                                                                           (3.34)

= 1380 * 0,364 * 0,165 = 82,88 Н

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.Расчёт открытой цилиндрической передачи.

Исходные данные:

P1 =2,03  кВт                                                                                              P2 = 1,95  кВт

n1=118,17 мин-1                                                        n2= 30,61  мин-1

Т1=164,06 Н*м                                                        Т2 =608,38 Н*м

3.1 Выбираем материал шестерни  и колеса

  Шестерня- сталь 40х            [2.с.163, табл.8.8]

Назначаем термообработку улучшения

HB1=HB2+15…20=260

Колесо- сталь 40х                    [2.с.163, табл 8.8]

Назначаем термообработку улучшения

HB2=240

3.2. Определяем допускаемые  напряжения

     3.2.1. Допускаемое  контактное напряжение

[σH]=*KHL                                                                                                                            (3.1)

где, KHL=1 – коэффициент долговечности

σH0 – предел контактной выносливости     [2.с.163, табл 8.9]

σH0 =2НB+70                                                                                                                    (3.2)

 σH1 = 2*250+70=570

σH2 =2*230+70=530

SH =1,1 – коэффициент безопасности  [2.c.177]

[σH1 ] =*KHL  ==518,18    мПа  

[σH2]=*KHL    ==481,81   мПа

 

 

 

3.2.2. Допускаемое напряжение  изгиба

[σf]= * KFL* KFC                                                                                                                         (3.3)

где  KFL=1 – коэффициент долговечности,

KFC =1-коэффициент,учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (передача в данном случае червячная)

SF=1,75- коэффициент безопасности                   [2.с.163, табл 8.9]

 σF0 =1,8 HB – предел выносливости                    [2.с.163, табл 8.9]

  σF01=1,8*250=450  мПа

 σF02=1,8*240=414   мПа

[σF1]= * KFL* KFC   =257,14  мПа

[σF2]= * KFL* KFC   =236,57  мПа

 

3.3.Определяем межосевое  расстояние передачи

 =0,85 (u+1)                                                                                              (3.3)

где u- передаточное отношение =3,86,

Епр- приведенный модуль упругости материала контактируемой поверхности

Епр==2*105  мПа

Т2-вращающий момент на колесе, Т2=350,36 Нм

КНВ- коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба  [2.с.136, рис.8.15]

Ψва-коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния [2.с.143, табл.8.4]                                            Ψва  = 0,4

Ψвd- коэффициент  ширины колеса относительно делительного диаметра

Ψвd=0,5 Ψва (u+1)

Ψвd=0,1*,4*86=0,49

 

КНВ=1,25

=0,85 (3,86+1)   =253,39 мм

Межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения из 1-ого ряда по ГОСТ 2185*66                  [2.с.143]

=260 мм

 

3.5. Определяем ширину колеса

= Ψва                                                                                                                         (3.4)

=0,2*200=40 мм

 

3.6. Определяем модуль передачи

=                                                                                                                             (3.5)

ψm=30…20 – для закрытой передачи  ψm=15      [2.с.144.табл.8.5]

==2,67 мм=3                                                       [2.с.122.табл.8.1]

 

3.7. Определяем суммарное число зубьев, число зубьев шестерни и колеса

==

Z1==

Z2 =- Z1 =174-36=138

 

3.8. Определяем делительные диаметры (d1 , d2), диаметры выступов

(da1 ,da2), диаметры впадин (df1, df2), шестерни и колеса

d1= m* z1=3*36=108 мм

d2= m* z2=3*138=414 мм

da1= d1+2m=108+2*3=114 мм

da2= d2+2m=414+2*3=420 мм

df1= d1-2.5m=108-2,5*3=100,5 мм

df2= d2-2.5m=414-2,5*3=406,5 мм

 

3.9. Выбираем проверочный расчёт на усталость по контактному напряжению

н=1,18 < [н2]                                                                                  (3.6)

Где  Т1 = 164,06 Нм – вращающий момент на шестерне,

*-угол профиля, *=20°

КН- коэффициент расчетной нагрузки при расчёте по контактным напряжениям

КН=КНВ* КНV ,где

КНV – коэффициент динамической нагрузки, зависит от линейной скорости

U===0.66 м/с

По скорости определяем степень точности изготовления колес

КНV=1,06                                [2.с.138, табл.8.3]

КНВ=1,25

н=1,18=516,6 мПа

н < [н2]       

481,81<516,6

Расхождение    н   и [н2]   7%, поэтому пересчитываем ширину колеса

=*()=40*() = 45,98

=46.

 

 

 

3.10.Выполняем проверочный расчёт по напряжением изгиба                                              

[f1]                                   [f2]                                 

 Уf1                                       Уf2

     Уf1  Уf2                                 [2.с.147, рис.8.20]

Для колес, нарезанных без смещения, т.е. х=0

  Уf1=3,85                                         Уf2=3,77

[f1]=267,43 мПа,                  [f2] =246,86 мПа   

                               

Расчёт ведем по меньшому соотношению

   f=    < [f2]       где,

Ft – тангенциальная  сила, Ft=

Кf- коэффициент расчётной нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

Кf= КFB*KFV , где

KFV- коэффициент динамической нагрузки

KFv=1,11                                      [2.с.138, табл.8.3]

КFB=1,45 т.к   Ψва =0,4              [2.с.136,рис.8.15]

Кf= 1,45*1,11=1,61

Ft==3038,15 Н

f1 = < [f2] = 133,63 мПа

 

 

 

 

 

 

 

3.10. Определяем силы действующие  в зацеплении

      3.10.1. Окружная  сила

Ft==

     3.10.2. Радиальная  сила

Fr= Ft* tg20°=3038,15*0.36=1093,7 H

      3.10.3. Нормальная  сила

Fn==3232,1 H

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                       Список литературы

1.Дунаев П.Ф., Лёликов О.П- Конструирование узлов и деталей  машин:Учебное пособие техн. Спец.вузов  –7-е изд., испр.-М.: Высш. Шк.,2001-447 с.

2.Иванов М.Н., В.А. Фикогенов  – Детали машин: Учебник для  машиностроительных специальностей  вузов – 7-е изд.перераб. –М.:Высш.шк., 2002. – 408 с.

3.Курсовое проектирование  деталей машин: Учебное пособие  для учащихся машиностроительных  специальных техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е  изд., перераб. И доп.- М.: Машиностроение 1988.-416 с.

4.Шейнблинт А.Е.-Курсовое  проектирование деталей машин : Учебное  пособие. – 2-е изд., перераб.и доп  Калининград: Янтар.сказ, 2006. – 456 с.:ип,-5.из.

.