расчет закрытых конических передач. закрытая коническая. Расчет закрытых конических передач Исходные данные

• Название: Расчет закрытых конических передач Исходные данные
• Анкор: расчет закрытых конических передач
• Дата: 03.05.2021
• Размер: 145.7 Kb.
• Имя файла: закрытая коническая.docx
• Тип: Документы; #201101

1. Расчет закрытых конических передач

2. Исходные данные

Исходные данные для расчета закрытой конической передачи выбирают из сведенных в таблицу результатов кинематического расчета силового привода.

В качестве исходных данных выбирают значения мощностей, вращающих моментов, частот вращения на валах шестерни (ведущего звена в передаче) и колеса (ведомого звена в передаче). Учитывая вышеизложенное, исходными данными для расчета являются значения, представленные в таблице 1.1.

Таблица 1.1 – Исходные данные для расчета закрытой конической передачи

Наименование параметра, единица измерения	Обозначение	Исходные данные примера
Вращающий момент на валу шестерни, Н·мм	T1	30993
Вращающий момент на валу колеса, Н·мм	T2	133899
Частота вращения шестерни, мин-1	n1	709
Частота вращения колеса, мин-1	n2	157,555
Передаточное число передачи	u	4,5
Срок службы передачи, час	Lh	20000
Наличие реверса	есть; нет	есть

3. Выбор материала зубчатых колес, назначение упрочняющей обработки

Таблица 1.2 – Основные характеристики выбранного материала

Марка стали	Диаметр заготовки, мм	Предел прочности σB, МПа (Н/мм2)	Предел текучести σT , МПа (Н/мм2)	Твердость, НВ (средняя)	Термо-обработка
50	до 80	σB1 = 750	σT1 = 450	HB1 = 235	улучшение
50	свыше 80	σB2 = 630	σT2 = 375	HB2 = 205	улучшение

4. Определение допускаемых напряжений

Таблица 1.3 – Определение допускаемых контактных напряжений для HB ≤ 350

Параметр	Формула	Расчет	Результат
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений, МПа			540
			480
– допускаемые контактные напряжения, МПа			491
			436
– расчетное контактное напряжение, МПа	должно быть	должно быть	464
ZN1 = 1; ZN2 = 1 – коэффициенты долговечности, приLhбольше 10000 часов
SH = 1,1 – коэффициент безопасности (запаса прочности) ГОСТ 21354–87

Таблица 1.4 – Определение допускаемых напряжений изгиба для колес с HB ≤ 350

Параметр	Формула	Расчет	Результат
– предел изгибной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений, МПа			423
			369
– допускаемые контактные напряжения, МПа			157
			141
SF= 1,75 – коэффициент безопасности (запаса прочности) ГОСТ 21354–87
YN2 = 1; YN2 = 1 – коэффициенты долговечности при Lh больше 10000 часов
YA– коэффициент, учитывающий реверсивность движения, YA = 1 – для нереверсивного движения, YA = 0,65 – для реверсивного движения (нормализованных и улучшенных сталей)

5. Определение геометрических параметров конического зацепления

Таблица 1.5 – Основные геометрические параметры зацепления

Формула				Расчет		Результат			Принято
Из условия контактной прочности определяют внешний делительный диаметр колеса de2, мм и принимают поГОСТ 12289-76
Кн – коэффициент нагрузки принимают от 1,25 до 1,4						1,35
						253	250
Определяютmte– внешний окружной модуль, мм и принимают поГОСТ 9563-60
					1,5…2,5			2*
*Рекомендуют принимать такие стандартные значения модуля mte, которым соответствует целое число зубьев колеса z2 (методом подбора)
Число зубьев колеса						125			целое 125
Число зубьев шестерни						27,77			целое 28
Уточняют передаточное число						4,46
Расхождение с исходным значением, %						0,888 %			**должно быть
**Расхождение с исходным значением должно быть не более 3 %. Если условие не соблюдается, тогда увеличивают или уменьшают z2 на единицу и корректируют модуль зацепленияmte

Таблица 1.6 – Расчет геометрических параметров конических колес

Формула		Расчет	Результат
Углы делительных конусов, град.
шестерни (1) и колеса (2)		шестерни (1) и колеса (2)
Внешние делительные диаметры колес, мм
			56
			250
Внешние диаметры окружностей выступов, мм
			59,904
			250,864
Внешние диаметры окружностей впадин, мм
			51,315
			248,963
Внешнее конусное расстояние, мм
			128,097
Ширину зубчатого венца b=b1= b2, мм принимают по Ra40 ГОСТ 6636–69
			целое 38
Среднее конусное расстояние, мм
			109,09
Коэффициент ширины венца по внешнему конусному расстоянию
				0,296
Средние делительные диаметры, мм
			47,712
			213
Средний модуль, мм
			1,704

6. Проверочные расчеты передачи

Таблица 1.7 – Условие прочности по контактным напряжениям

Формула	Расчет		Результат
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
			0,796
Определяют среднюю окружную скорость, м/с и назначают степень точности изготовления колес
			1,77		Степень точности
					8
Уточняют коэффициент нагрузки,
			1,3125
KHα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределениянагрузки между зубьями. Для прямозубых колес KHα = 1				1
KHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца				1,25 среднее значение
KHv – динамический коэффициент				1,05
Проверяют условие прочности по контактным напряжениям, Н/мм2
		1115,023		*должно быть
Проверяют погрешность в процентах (%) недогрузка (+), перегрузка (−)
				1,07 %
*Допускается недогрузка на 10 % и перегрузка на (−5 %). Если условие прочности не выполняется, то увеличивают степень точности, либо увеличивают b2, не выходя за пределы рекомендуемых. Если это не дает должного эффекта, то назначают другие материалы и расчет повторяют с пункта 3.

Таблица 1.8 – Условие прочности по изгибным напряжениям

Формула		Расчет						Результат
Определяют приведенное число зубьев шестерни и колеса
								28,688		578
Определяют по ГОСТ 21354–87 коэффициенты формы зуба					YF1		YF2	3,81		3,60
Проводят сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса
									41,2		39,16
Дальнейший расчет ведут по минимальному значению найденных отношений для одного из колес
Определяют коэффициент нагрузки
								1,375
KFα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями: KFα = 1 – для прямозубых колес												1
KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца												1,1
KFv – коэффициент динамичности												1,25
								113				*должно быть
*Возможна большая недогрузка. Если условие прочности не выполняется, то задаются большим значением модуля mm, не изменяяdae2, то есть не нарушая условия контактной прочности. Если это не дает положительного эффекта, то назначают другие материалы и расчет повторяют с пункта 3

7. Определение сил, действующих в зацеплении

В конической передаче сила нормального давления раскладывается на три составляющие: окружную, радиальную и осевую силы.

Таблица 1.9 – Расчет сил, действующих в конических прямозубых зацеплениях

Формула	Расчет		Результат
Окружные силы, в ньютонах (Н)
		1309
Радиальная сила шестерни равна осевой силе колеса, в ньютонах (Н), α = 20º – угол зацепления
		463
Осевая сила шестерни, равна радиальной силе колеса, в ньютонах (Н), α = 20º – угол зацепления
		102
Силы нормального давления, в ньютонах (Н), α = 20º – угол зацепления
				1394

8. Конструирование конических зубчатых колес

Таблица 1.10 – Расчет элементов конструкции зубчатого колеса

Элемент	Размеры, мм	Формула		Расчет				Результат (принято по Ra20 или Ra40)
Обод	диаметр	то же, что и внешний диаметр окружностей выступов, берут из таблицы 1.6.		daе2=250				250
	толщина	Сoб = (3,0…4,0)mm должно быть Сoб ≥ 8 мм, где mm – модуль средний нормальный берут из таблицы 1.6		(3,0…4,0)  1,704				5,11…6,81			8
	ширина	то же, что и ширина зубчатого венца колеса и шестерни, из таблицы 1.6		b = 38				38
Ступица	диаметр внутренний	dк – диаметр вала под колесом берут из расчета тихоходного вала		dвал = dк=50				50
	диаметр наружний для…	стали	dст = (1,55…1,6)·dвал	для стали (1,55…1,6)·50 !!				77,5…80,0		80
		чугуна	dст= (1,65…1,7)·dвал
		легких и цветных сплавов	dст = (1,7…1,8)·dвал
	длина(урез)	Lст = (1,2…1,5)·dвал		(1,2…1,5)·50				60,0…75,0		40
Диск	толщина	С = (0,1…0,17)·Re, но не менее 10 мм		(0,1…0,17)·128				12,8…21,8		14
	радиусы закруглений					R ≥ 6…8 мм		7
	уклоны ковочные, штамповочные					𝛾 = 7…10°		8
Отверстия	внутренний диаметр обода	D0=dfe2 –2·b размер окончательно определяется на стадии вычерчивания колеса			248,963–2·38		173,8		174
	диаметр центровой окружности	Dотв=0,5 (D0 + dст)			0,5·(174+80)		127		127
	диаметры отверстий в диске	dотв=0,25(D0– dст)			0,25·(174-80)		23.5		24
Фаска	размер	f = 0,5mm			0,51,704		0,852		1
	угол	= 45º