Студопедия

Главная страница Случайная страница

Разделы сайта

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника






  • Сервис онлайн-записи на собственном Telegram-боте
    Тот, кто работает в сфере услуг, знает — без ведения записи клиентов никуда. Мало того, что нужно видеть свое расписание, но и напоминать клиентам о визитах тоже. Нашли самый бюджетный и оптимальный вариант: сервис VisitTime.
    Для новых пользователей первый месяц бесплатно.
    Чат-бот для мастеров и специалистов, который упрощает ведение записей:
    Сам записывает клиентов и напоминает им о визите;
    Персонализирует скидки, чаевые, кэшбэк и предоплаты;
    Увеличивает доходимость и помогает больше зарабатывать;
    Начать пользоваться сервисом
  • 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.