Студопедия

Главная страница Случайная страница

Разделы сайта

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника






II. Расчет зубчатых колес редуктора.






 

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230;

для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200. [1, стр.34, табл.3, 3]

 

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

 

H] = ,

 

где σ Hlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

 

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

 

σ Hlimb = 2· HB +70;

 

KHL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1, 1.

 

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле [1, стр.35]

 

H]  =  0, 45· ([σ H1] + [σ H2]);

 

для шестерни:

 

H1] = = = 482 (МПа);

 

для колеса:

 

H2] = = = 428 (МПа);

 

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

 

H2] = 0, 45· (482 + 428) = 410 (МПа).

 

Требуемое условие [σ H] ≤ 1, 23 [σ H2] выполнено.

Коэффициент К, примем равным К = 1, 15 для симметричного расположение колес относительно опор. [1, стр.32, табл.3, 1]

 

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψ ba = = 0, 4 [1, стр.36], Межосевое, расстояние из условия, контактной выносливости активных поверхностей, зубьев по формуле [1, стр.32, ф.3, 7], имеем:

 

aw = =

= = 86, 5 (мм).

 

где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора

 

u = up = 3, 15.

 

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw = 80 (мм) [1, стр.5].

 

Нормальный модуль зацепления принимаем до следующей рекомендации:

 

mn = (0, 01 0, 02)· аw = (0, 01 0, 02)· 80 =

= 0, 8 1, 6 (мм);

 

принимаем по ГОСТ 9563-60* mn = 1, 25 мм [1, стр.36].

 

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

 

= = 30

 

Принимаем Z1 = 30 (шт); тогда Z2 = Z1· up = 30· 3, 15 = = 95 (шт), принимаем Z2 = 95 (шт).

 

Уточненное значение угла наклона зубьев:

 

 

β = 12, 4º

 

Основные размеры шестерни и колеса:

 

диаметры делительные:

 

d1 = = = 38, 4 (мм);

 

d2 = = = 121, 6 (мм).

 

Проверка:

 

аw = = = 80 (мм);

 

диаметры вершин зубьев:

 

da1 = d1 + 2· mn = 38, 4 + 2· 1, 25 = 40, 9 (мм);

 

da2 = d2 + 2· mn = 121, 6 + 2· 1, 25 = 124, 1 (мм);

 

Ширина колеса:

 

b2 = ψ ba· aw = 0, 4· 80 = 32 (мм);

 

Ширина шестерни:

 

b1 = b2 + 5 = 32 + 5 = 37 (мм).

 

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 

ψ bd = = = 0, 96

 

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

 

ν = = = 2, 8 (м/c).

 

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, стр.32].

 

Коэффициент нагрузки:

 

KH = K· K· K.

При твердости НВ ≤ 350 и симметричном расположении колес относительно опор К = 1, 04. При ν = 2, 8 м/с и 8-й степени точности К = 1, 05. Для косозубых колес при ν ≤ 5 м/с имеем K = 1, 0. [1, стр.38]

 

Таким образом:

 

KH = 1, 04· 1, 05· 1, 0 = 1, 092

 

Проверка контактных напряжений по формуле:

 

σ H = =

= = 430, 85 (МПа) < [σ H]

 

Силы, действующие в зацеплении [1, стр.158]:

 

Окружная: Ft = = = 1096, 3 (H);

 

Радиальная: Fr = = = 408, 5 (H);

 

Осевая: Fa = Ft· tgβ = 1096, 3· 0, 219 = 241, 03 (H).

 

 

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

 

 

σ F = ≤ [σ F].

 

Здесь коэффициент нагрузки KF = K· K [1, стр.42] При ψ bd = 0, 96, твердости НВ ≤ 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор K = 1, 03, K = 1, 1. Таким образом, коэффициент KF = 1, 03· 1, 1 = 1, 133; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев [1, стр.46]

У шестерни: Zν 1 = = 32, 2;

У колеса: Zν 2 = = 102, 1.

 

YF1 = 3, 8 и YF2 = 3, 60 [1, стр.42].

 

Допускаемое напряжение по формуле:

 

F] =

 

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350

 

= 1, 8HB.

 

Для шестерни: = 1, 8· 230 = 414 (МПа);

 

Для колеса: = 1, 8· 200 = 360 (МПа).

 

[SF] = [SF]’[SF]” – коэффициент безопасности, где

[SF]’ = 1, 75, [SF]” = 1 (для поковок и штамповок).

Следовательно, [SF] = 1, 75.

 

Допускаемые напряжения:

 

Для шестерни: [SF1] = = 236 (МПа);

 

Для колеса: [SF2] = = 205 (МПа).

 

Находим отношение :

 

для шестерни: = 62, 18 (МПа);

 

для колеса: = 51, 1 (МПа).

 

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

 

Определяем коэффициенты Yβ и K [1, стр.46]:

 

Yβ = = = 0, 911;

 

K = ;

 

для средних значений коэффициента торцового перекрытия ε α = 1, 5 и 8-й степени точности K = 0, 9.

 

σ F2 = ≤ [σ F];

 

σ F2 = 91, 6 (МПа)

 

σ F2 < [σ F2] = 91, 6 < 205 (МПа).

 

Условие прочности выполнено.






© 2023 :: MyLektsii.ru :: Мои Лекции
Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав.
Копирование текстов разрешено только с указанием индексируемой ссылки на источник.