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

dfe2 = de2 – 2.4 me cosd2 = 315 – 2.4*4.79 *cos720 = 311.55 мм;

Re = 165.25 мм;

Rm = 142.94 мм;

Mm = 4.32 мм;

dm1 = 86.4 ; dm2 = 272.16 мм.

Кут головки та ніжки зубців за 24.11 [1]:

tg qa = hae /Re = 4.79/165.25 = 0.02899. qa =1.66030 ; qa = 10 42I 2II;

tg qf = hfe /Re = 5.75/165.25 = 0.0348. qf =1.99280 ; qa = 10 59I 15II.

Кути косинуса вершин за 24.12 [1]:

da1 = d1 +qa = 170 36І 14ІІ + 10 42I 2II = 190 18I 16II;

da2 = d2 +qa = 720 24І 46ІІ + 10 42I 2II = 740 06I 48II.

Кути косинуса впадин за 24.13 [1]:

df1 = d1 - qf = 170 36І 14ІІ - 10 59I 15II = 150 37I 59II;

df2 = d2 - qf = 720 24І 46ІІ - 10 59I 15II = 700 25I 31II.

Сили в зачепленні зубців конічної передачі 24.26 [1]:

Ft = 3035.86 H

Радіальна сила на шестерні :

Fr1 = Fa2 = Ft tg a cosd1 = 3035.86 * tg20 cos 170 36І 14ІІ = 1053.17 H.

Осьова сила :

Fa1 = Fr2 = Ft tg a cosd2 = 3035.86 * tg20 cos 720 24І 46ІІ = 331.88 H.

6. Розрахунок косозубої циліндричної передачі третього ступеня:

Вихідні дані : N = 4.837 мВт; n = 114.683 хв-1 ; Т = 402,792 Н*м; U = 3.02

Вибір матеріалу і термічної обробки за таблицею 1 [6].

Таблиця 6.1

6.1 Визначаємо допустимі напруження:

Для шестерні вибираємо НВ = 250; HRC = 25;

Для колеса приймаємо НВ = 235; HRC = 23 тоді;

sH limb1 = 20НRC + 70 = 20*25 + 70 = 570 МПа;

sH limb2 = 20НRC + 70 = 20*23 + 70 = 530 МПа;

Тоді допустимі контактні напруження:

[s]H1 = 570/1,1 = 518.18 МПа;

[s]H2 = 530/1,1 = 481.82 МПа;

[s]HР = 0,45([s]H1 +[s]H2 ) = 0,45(518.18+481.82) = 450 мПа;

так як [s]HР < [s]H2 , то за розрахункове приймаємо [s]HР =481.82 мПа.

Визначення максимально допустимих контактних напружень [s]Hmax

[s]Hmax =2.8sT:

[s]Hmax1 =2.8*520 = 1456 МПа;

[s]Hmax2 =2.8*450 = 1260 МПа.

Допустимі напруження згину:

sF limb = 18 HRC:

sF limb1 = 18*25 = 450 МПа;

sF limb2 = 18*23 = 414 МПа;

[s]F1 = 450/1,75 = 257.14 МПа;

[s]F2 = 414/1,75 = 236.57 МПа.

Визначення максимально-допустимих напружень згину [s]max

[s]Fmax = 27.4 HRC:

[s]Fmax1 = 27.4*25 = 685 МПа;

[s]Fmax2 = 27.4*23 = 630.2 МПа;

Всі розрахунки зводимо в таблицю 6.2:

Таблиця 6.2

6.2 Проектний розрахунок косозубої циліндричної передачі

Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):

awmin = Ка(u + 1) 3Ö(T *Кнb)/Yba *u [s]2Hp:

де Ка - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа1/3 ;

Yba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;

Ybd = 0.5Yba (u + 1) = 0.5*0.4(3.02+ 1) = 0.8;

За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від Ybd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. Кнb = 1.08

aw = 430(3.02+1) 3Ö(402.792*1,08)/0,4*3.02*481,822 = 200,1 мм.

По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 200 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо b = 15о . Число зубців шестерні z1 = 20, z2 = z1 u = 20*3.02 = 60.4

z2 = 61, тоді u = 61/20 = 3.05

За формулою (23.33; №2) визначаємо :

Mn = 2 aw cosb/ (z1 + z2) = 2*200*cos15/(20 + 61) = 4.77 мм.

Стандартний модуль зубців Mn = 4.5 мм (ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців:

cosb = Mn(z1 + z2)/ 2 aw = 4.5(20 + 61)/2*200 = 0,91, тоді b = 24о 18І 7ІІ

6.3 Визначаємо попередні значення деякий параметрів передач:

Ділильні діаметри шестерні і колеса:

d1 = Mnz1 /cosb = 4.5*20/0.91 = 98.77 мм;

d2 = Mnz2 /cosb = 4.5*61/0.91 = 301.23 мм;

Ширина зубчастих вінців :

b2 = Yba* aw = 0.4*200 = 80 мм;

b1 = b2 +2 = 80 + 2 = 82 мм;

Колова швидкість зубчастих коліс:

v = 0.5w1d1 = 0.5pn* d1/30 = 0.5*3.14*114.683 * 98.77/30 = 592.79 * 10-3 = 0.59м/с.

За даними табл. 22.3 на ст. 273 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nст = 9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :

zv1 = z1/cos3 b = 20/0.913 = 26.54;

zv2 = z2/cos3 b = 61/0.913 = 80.95;

Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1].

Ea = [ 1.88 - 3.2 (1/ z1+1/ z2)] cosb = [1.88 – 3.2 (1/20 + 1/61)*0.91 = 1.52

Коефіцієнт ocьового перекриття дістаємо із формули 23.7 [1].

Eb = b2 sinb/(p*Mn) = 80*sin24о 18І 7ІІ/3.14*4.5 = 2.33.

Колова сила у значенні зубчастих коліс:

Ft = FHt = FFt =2T1 /d1 = 2*402.792*103 /98.77 = 8156.16 H.

6.4 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність:

sH = zE * zH * zM ÖwHt (u +1)/ d1*u£ [s]HР , МПа.

де zE = Ö1/Е2 = Ö1/1,52 = 0,827 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

zH = 1,77 cosb = 1.77*0.91 = 1.62;

zM = 275 МПа – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів коліс;