Главная страница Случайная страница
Разделы сайта
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника
Пример № 2
|
|
Задание
Расчет редукторной передачи. Рассчитать закрытую косозубую цилиндрическую нереверсивную передачу общего назначения с ресурсом работы t = 25000 ч.
Решение
Расчет производим по данным примера.
1.Момент на ведущем валу редуктора М1 = 171, 2 Н∙ м; момент на ведомом валу редуктора
М2 = 455, 4 Н∙ м; передаточное число редуктора up =2, 8.
2. Материал для зубчатой передачи выбираем по табл. 9.2 с. 171 [4]: для шестерни принимаем сталь 40Х (термообработка — улучшение), НВ = 490; для колеса — сталь 40Х (поверхность зубьев подвергается азотированию), НВ = 240.
Предел контактной выносливости определяем по эмпирической формуле
| σ но=2НВ+70 МПа |
| σ но1=2∙ 490+70=1050 МПа; |
| σ но2=2∙ 240+70=550 МПа; |
4.Допускаемые напряжения
| [σ ]H | = | σ но | KHL |
| [n] |
где [σ ]=1, 2 — коэффициент безопасности при поверхностном упрочнении зубьев;
KHL=1 - коэффициент долговечности при длительной работе редуктора 36000 ч:
для шестерни [σ ]Н1=1050/1, 2=876 МПа;
для колеса [σ ]Н2=550/1, 2 = 458 МПа.
5.Межосевое расстояние
| aω | = | 430∙ (up+1) · |  3
| M2KHβ | = | 430·(2, 8+1)∙ |  3
| 455, 4∙ 1 | = | 120 мм |
| u2ψ ba[σ ]2H | 2, 82·0, 4·6002 |
где ψ ba=0, 3…0, 6 — коэффициент ширины колеса.
Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
| [σ ]=0, 45([σ ]н1+[σ ]н2)=0, 45(876+458)=600МПа |
Принимаем коэффициент неравномерности нагрузки Кнв=1
6.Нормальный модуль определяем по эмпирическому соотношению
mn= (0, 01...0, 02)∙ am=(0, 01...0, 02)∙ 120 = 1, 2∙ 2, 4 мм, по ГОСТ принимаем mn=2 мм,
таблица на стр. 157 (4).
7.Ширина венца зубчатого колеса b2 = ψ baaщ = 0, 42∙ 120=50 мм.
| z1 | = | 2aω cosβ | = | 2·120·0, 98 | = | |
| (up+1)mn | (2, 8+1)2 |
Число зубьев определяем, предварительно задавшись углом их наклона шестерни β =10°:
колеса z2 = upz1=2, 8∙ 31 = 87.
9. Фактическое передаточное число редуктора up = 87/31 = 2, 8.
10. Диаметры колес. делительные диаметры:
шестерни колеса
| d1 | = | mnz1 | = | 2·31 | = | 63, 26 мм |
| cosβ | 0, 98 |
| d2 | = | mnz2 | = | 2·87 | = | 156, 74 мм |
| cosβ | 0, 98 |
Диаметр вершин зубьев da = d + 2mn:
шестерни
| da1 = 63, 26 + 2∙ 2 = 67, 26 мм; |
колеса
| da2= 156, 74 + 2∙ 2 = 160, 74 мм. |
Диаметр впадин зубьев:
шестерни
| dfl = d1 – 2, 5mn = 63, 26 - 2, 5∙ 2 = 58, 26 мм; |
колеса
| df2 = 160, 74 - 2, 5∙ 2 = 151, 74. |
11. Силы, действующие в зацеплении:
окружная
| Ft1=Ft2= | 2M2 | = | 2·455, 4∙ 103 | =5810 Н; |
| d2 | 156, 74 |
радиальная
| Fr1=Fr2= | Fttgα | = | 5810∙ 0, 384 | =2158 Н; |
| cosβ | 0, 98 |
осевая
| Fa1=Fa2=Fttgβ =5810∙ 0, 18=1046 H |
.
|
|