расчет закрытых конических передач. закрытая коническая. Расчет закрытых конических передач Исходные данные
![]()
|
![]() Расчет закрытых конических передачИсходные данныеИсходные 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
Выбор материала зубчатых колес, назначение упрочняющей обработкиТаблица 1.2 – Основные характеристики выбранного материала
|
Параметр | Формула | Расчет | Результат |
![]() | ![]() | ![]() | 540 |
![]() | ![]() | 480 | |
![]() | ![]() | ![]() | 491 |
![]() | ![]() | 436 | |
![]() | ![]() 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 |
![]() | ![]() | ![]() | 423 |
![]() | ![]() | 369 | |
![]() | ![]() | ![]() | 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) |
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 |
![](201101_html_a705b1699de62934.gif)
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 |
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 | |||||
![]() | ![]() | *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. |
![](201101_html_a705b1699de62934.gif)
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 ![]() | ||||||||||||
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 |
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 |
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 = 0,5mm | 0,51,704 | 0,852 | 1 | ||||||
угол | ![]() |