Технічне завдання - спроектувати привід з циліндро - конічно - циліндричним редуктором

5.1.Визначаємо допустимі напруження:

Для шестерні вибираємо НВ = 230; HRC = 22;

Для колеса приймаємо НВ = 210; HRC = 20 ;

sH limb1 = 20НRC + 70 = 20*22 + 70 = 510 МПа;

sH limb2 = 20НRC + 70 = 20*20 + 70 = 470 МПа.

Тоді допустимі контактні напруження:

[s]H1 = 510/1,1 = 463,64 МПа;

[s]H2 = 470/1,1 = 427,27 МПа;

[s]HР = 0,45([s]H1 +[s]H2 ) = 0,45(463,64+427,27) = 400,91 мПа,

так як [s]HР < [s]H2 , то за розрахункове приймаємо [s]HР =427,27 мПа.

Визначення максимально допустимих контактних напружень[s]Hmax

[s]Hmax =2.8sT :

[s]Hmax1 =2.8*450 = 1260 МПа;

[s]Hmax2 =2.8*340 = 952 МПа.

Допустимі напруження згину:

sF limb = 18 HRC:

sF limb1 = 18*22 = 396 МПа;

sF limb2 = 18*20 = 360 МПа;

[s]F1 = 396/1,75 = 226,29 МПа;

[s]F2 = 360/1,75 = 205,71 МПа.

Визначення максимально-допустимих напружень згину [s]max

[s]Fmax = 27.4 HRC:

[s]Fmax1 = 27.4*22 = 602.8 МПа;

[s]Fmax2 = 27.4*20 = 548 МПа.

Всі розрахунки зводимо до таблиці 5,2

Таблиця 5.2.

5,2 Проектний розрахунок конічноі передачі:

За формулою 24.36[1] визначаємо мінімальний зовнішній ділильний діаметр конічного колеса:

Dezmin = Kd3Ö T1H KHb u2 /( Кbe (1 - Кbe )) [s]2H, мм.

де Кbe = 0.27 – коефіцієнт ширини зубчастих вінців ( ст 315[1]);

Кbd = Кbe u/( 2 - Кbe ) = 0.273.15/(2 – 0.27) = 0.49;

КHb =1.04 – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантажження по ширині зубця ввінців (рис.24.5, ст 319[1];

Кd - 1000МПа – допоміжний коефіцієнт, ст 322[1]. За формулою 24.35 [1] мінімальний зовнішній ділильний діаметр конічного колеса

Dezmin = Kd3Ö T1H KHb u2 /( Кbe (1 - Кbe )) [s]2H = 1000* 3Ö131.149*1.04*3.152 /(0.27(1 – 0.27)*5002 ) = 301.72 мм.

Визначаємо число зубців шестерні:

Z1 = 20; z2 = u*z1 = 3.15*20 = 63.

За формулою 24.36 [1] модуль зубців:

Me = de2min /z2 = 301.72/63 = 4.79 мм.

За ГОСТ ом 9563 – 60 (ст. 260 [1]) .беремо Me = 5мм. Попередні значення деяких параметрів передач).

de1 = Me* z1 =5*20 = 100 мм;

de2 = Me* z2 =5*63 = 315 мм.

За формулами 24.2 та 24.7 [1] зовнішня кон.відстань:

Re = 0.5MeÖ (z1)2 + (z2)2 = 0.5*5Ö202 + 632 = 165.25 мм.

b = b1 = b2 = Кbe Re = .27*165.25 = 44.62 мм – ширина зубчастих вінців.

За формулою 24.8 середня конусна відстань:

Rm = Re – 0.5b = 165.25 – 0.5*44.62 = 142.34 мм.

Середній модуль зубців:

Mm = MeRm/Re = 5*142.94/165.25 = 4.32 мм.

За формулою 24.20 [1]:

dm1 = Mm* z1 = 4.32*20 = 86.4 мм;

dm2 = Mm* z2 4.32*63 = 272.16 мм.

Кути при вершинах ділильних конусів шестерні та колеса за формулами 24.1[1].

d1 = arctg (z1/ z2 ) = arctg (20/63) = 17.61250 = 170 36I 14II

d2 = 90-d1 =72.24I 46II

Колова швидкість зубчастих коліс:

V = 0.5 w1 dm1 = 0.5 pn* dm2 /30 = 0.5*3.14*361.25*10-3 *864 / 30 = 1.63 м/с.

За даними таблиці 22.2 ст. 273 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nc = 9)

Еквівалентні числа зубців конічних зубчатих коліс, обчислюються за формулами 24.20 [1].

zv1 = (z1 Ö1 + u2 )/u = (20Ö1 + 3.152 )/3.15 = 20.98;

zv2 = (z2 Ö1 + u2 ) =63 Ö1 + 3.152 = 208.21.

Коефіцієнт торцевого перекриття:

Ea = 1.88 – 3.2 (1/ zv1 + 1/zv2 ) = 1.88 – 3.2(1/20.98 + 1/208.21) = 1.71.

За формулою 24.22 [1] колова сила:

Ft = FHt = FF = 2T1 /dm1 =2* 131.149 * 103 /86.4 = 3035.86H.

5.3 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому:

sH = zM* zH*zEÖ (wHt /dm1 )( Ö1 + u2 /u), мПа.

де zm = 275 МПа-1/2 – коефіцієнт механічної властивості матеріалів [1].

zm = 168 – ст.320 [1];

zE = Ö(4 – Ea)/3 = Ö(4 – 1.71)/3 = 0.87;

KHa = 1 – розподіл навантаження між зубцями;

KHb = 1.04;

KHv = 1.08 – коефіцієнт для навантаження (див.таб 23.4 [1]).

За формулою 24.29 питомий розподіл колової сили:

wHt = FHt * KHa KHb KHv/ 0.85b = 3035.86/0.85*44,62*1*1.04*1.08 = 89,91 н/мм.

За формулою 24.32 розраховуєм конт. навантаження:

sH = zM* zH*zEÖ (wHt /dm1 )( Ö1 + u2 /u) = 275*1.68*0.87Ö(89.91/86.4)* Ö(1+3.152 )/3.15 = 419,98 МПа

sH =419,98 МПа < [sH] = 427,27 МПа.

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність:

sHmax = sH ÖT1max /T1 = 419,98Ö2 T1/T1 = 593,94 МПа;

sHmax = 593,94 МПа < [s]Hmax = 952 МПа.

5.4 Розрахунок зубців на втому при згині:

sF = YF YE Yb wFt /Mm, МПа;

де YF1 = 4.08; YF2 = 3.62 – табл. 23.5 [1];

YE = 1 – коефіцієнт тертя зубців ( ст.321)[1];

Yb = 1 коефіцієнт нахилу зубців (ст.321) [1];

KFa = 1 – розподіл навантаження між зубцями ( ст 320)[1];

KFb = 1.04 – коефіцієнт нерівно. Рис.24.5 [1].

За формулою 24.30 питомий розрахунок колової сили:

wFt = FFt * KFa *KFb KFv /0.85b = 3035.86 * 1*1.04*1.06/0.85*44.62 = 88.24 н/мм.

sF1 = YF1 YE Yb wFt /Mm = 4.08*1*1*88.24/4.32 = 83.34 Мпа;

sF2 = YF2 YE Yb wFt /Mm = 3.62*1*1*88.24/4.32 = 73.94 Мпа;

sF1 = 83.34 МПа < [s]F1 = 226,29 Мпа;

sF2 = 73.94 МПа < [s]F2 = 205,71 Мпа.

Розрахунок зубців на міцність при згині:

sF1max = sF1 (T1max /T1) = 267.43*2 = 534.86 Мпа;

sF2max = sF2 (T1max /T1) = 246.86 *2 = 493.72 Мпа;

sF1max = 534.86 < 602,8 Мпа;

sF2max = 493.72 < 548 Мпа.

5.5 Розрахунок параметрів конічної передачі :

hae = me = 4.79 мм – зовнішній виступ головного зубця;

hfe = 1.2 me = 1.2*4.79 = 5.75 мм – зовнішній виступ ніжки зубця;

he = 2.2 me = 2.2*4.79 = 10.54 мм – зовнішній виступ зубця;

C = = 0.2 me = 0.2*4.79 = 0.96 мм – радіальний зазор;

a = 200 - кут провідного зуба;

d1 = 170 36І 14ІІ;

d2 = 720 24І 46ІІ;

de1 = 100 мм;

de2 = 315 мм.

Зовнішній діаметр вершин зубців :

dae1 = de1 + 2 me cosd1 = 100 + 2*4.79 *cos170 = 109.13 мм;

dae2 = de2 + 2 me cosd2 = 315 + 2*4.79 *cos720 = 317.88 мм.

Зовнішній діаметр впадин:

dfe1 = de1 – 2.4 me cosd1 = 100 – 2.4*4.79 *cos170 = 89.04 мм;