Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса
В качестве материала для шестерни выбираем сталь 40ХН, термообработка – улучшение. Материал колеса сталь 40Х, термообработка улучшение. Механические характеристики материала приведены в табл. 3.2 ([1], стр. 43). Для шестерни будем использовать индекс 1, а для колеса – индекс 2.
Таблица 3.2 – Механические характеристики материалов тихоходной передачи
Для обеспечения приработки колеса и шестерни должно выполняться условие меньшей твердости колеса по отношению к шестерне НВ1 = НВ2+(20…40).(3.1) Получаем
НВ1 - НВ2 =270-245=25.
Можно считать, что материалы приработаются. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, стр. 43]: NH lim 1 = 2, 2*107; NH lim 2 = 1, 8*107.
Эквивалентное число циклов NHЕ 1(2)=60× n × c × Lh(3.2)
гдеn– частота вращения валов (nп = 224, 37 мин-1, nт = 80 мин-1); с = 1 – число колес, находящихся в зацеплении с расчетным, Lh = 5000ч – продолжительность работы передачи; Получаем NHЕ 1=60× nп × c × Lh· =60*211, 32*1*5000=6, 34*107; NHЕ 2=60× nт × c × Lh =60*79, 74*1*5000=2, 40*107.
Коэффициент долговечности
, (3.3)
Так как NH lim 1< NHЕ 1 и NH lim 2< NHЕ 2 то принимаем ZN1=1, ZN2=1. Предел контактной выносливости [1, стр. 43] sН lim 1 = 2*HB1+70 = 2*270+70=610 МПа; sН lim 2 = 2*HB2+70 = 2*245+70=560 МПа.
Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость для шестерни и колеса соответственно:
=0, 9*610/1, 1*1=499, 09 МПа.(3.4) =0, 9*560/1, 1*1=458, 18 МПа.
где SH = 1, 1 – коэффициент безопасности ([1], стр. 42). Допускаемые контактные напряжения зависят от предела текучести выбранного материала и способа термообработки. Принимаем для шестерни и колеса
.(3.5)
Получаем
=2, 8*600=1680 МПа; =2, 8*520=1456 МПа.
Расчетный диаметр шестерни
, (3.6)
гдеkd=77 МПа1/3 – для прямозубых передач; Т1 = Тп= 120, 47Н× м – крутящий момент на промежуточном валу; y bd – коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, y bd = b/d1. Принимаем y bd=0, 9 [1, стр. 50]; КН b – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для контактной прочности). Принимаем КН b=1, 07 [1, стр. 50]; КА – коэффициент внешней динамической нагрузки. При приводе электродвигателем для конвейера или транспортера с малой неравномерностью работы принимаем по [1, стр. 51] КА = 1, 1; u = uз.п.1 = 2, 65 – передаточное число редуктора. Получаем
мм.
Ширина венца зубчатого колеса b2 = b=y bd· =0, 9*73, 55=66, 2 мм, (3.7)
Ширина венца шестерни b1 = b2+(3…5)= 66, 2+(3…5)=69, 2…71, 2 мм.
Принимаем b2=66 мм, b1=70 мм. Принимаем предварительно z1=22. Определяем минимальный модуль m'= / .(3.8) m'=73, 55/22=3, 34 мм.
Принимаем m=4, 5 мм. Число зубьев колеса z2=z1·u з .п .1=22*2, 64=58, 08.(3.9)
Принимаем z2=58. Окончательно начальные диаметры зубчатых колес d1=m· z1=4, 5*22=99 мм; d2=m· z2=4, 5*58=261 мм;
Расчетное межосевое расстояние
0, 5*(99+261)= 180 мм.(3.10)
Действительное передаточное число uз.п.1=z2/z2=58/22=2, 64.
Проверочный расчет на контактную выносливость Окружная сила в зацеплении
Н.(3.11) Окружная скорость колес
м/с.(3.12)
В соответствии с рекомендациями [1, стр. 50] принимаем степень точности 9. Удельная окружная динамическая сила в зоне ее наибольшей концентрации
, (3.13)
где dН = 0, 06 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку [1, стр. 51]; go = 8, 2 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Получаем
WHv=0, 06*8, 2*1, 09* =4, 43 Н/мм.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
=2437, 63*1, 07/66=39, 52 Н/мм.(3.14)
Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении
=1+(4, 43/39, 52)= 1, 11.(3.15)
Удельная расчетная окружная сила
=2437, 63*1, 07*1, 11*1, 1/66=48, 25 Н/мм.(3.16)
Расчетные контактные напряжения
, (3.17)
где ZH = 1, 77 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей прямых зубьев [1, стр. 44]; ZЕ = 275 МПа1/2 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес [1, стр. 44]; Ze = 1 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямых зубьев [1, стр. 44]. Получаем
МПа.
Сравниваем полученное значение с наименьшим из допускаемых контактных напряжений, рассчитанных выше (sНР=458, 18МПа). Получаем sН< sНР, т.е. контактные напряжения в зацеплении не превышают допускаемых. Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
, (3.18) где Т max /Т nom = 1, 1 – превышение максимального момента над номинальным Получаем
< 1456 МПа.
Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость. Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой Базовое число циклов напряжений NF lim = 4*106.
Эквивалентное число циклов NFЕ 1(2)=60× nп(т) × c × Lh (3.19)
Получаем NFЕ 1=60× nп × c × Lh =60*211, 32*1*5000=6, 34·107; NFЕ 2=60× nт × c × Lh =60*79, 74*1*5000=2, 39·107.
Так как NF lim < NFЕ 1 и NF lim < NFЕ 2, то принимаем коэффициент долговечности YN1=1 и YN2=1. Предел выносливости зубьев при изгибе определяем по [1, стр. 42-43]. s Flim1(2)=1, 75НВ1(2)(3.20)
Получаем
s Flim1=1, 75НВ1=1, 75*270=272, 5 МПа; s Flim2=1, 75НВ2=1, 75*245=428, 75 МПа.
Допускаемые изгибные напряжения определяем как s FP1(2)=0, 4 s Flim1(2) YN1(2)YA(3.21)
где YA =1 – коэффициент двустороннего приложения нагрузки. Получаем
s FP1=0, 4*272, 5*1*1=189 МПа; s FP2=0, 4*428, 75*1*1=171, 5 МПа.
Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки определяем по [1, стр. 43] s FPmax1(2)=0, 8sm1(2)(3.22)
Получаем
s FPmax1=0, 8*600=480 МПа; s FPmax2=0, 8*520=416 МПа.
Проверочный расчет на выносливость при изгибе. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой Удельная окружная динамическая сила (3.23)
где d F= 0, 16 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку [1, стр. 51]; go = 8, 2 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [1, стр. 51]. Получаем
WFv=0, 16*8, 2*1, 09* =11, 81 Н/мм.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
=2437, 63*1, 18/66= 43, 58 Н/мм.(3.24)
где К F b =1, 18 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении
=1+(11, 81/43, 58)= 1, 27.(3.25)
Удельная расчетная окружная сила
= 2437, 63*1, 18*1, 27*1, 1/66= 60, 88 Н/мм.(3.26)
Коэффициент, учитывающий форму зуба YFS1= 4, 09; YFS2= 3, 66. Дальнейший расчет производим по шестерне, так как для нее соотношение s FP2/ YFS2= 189/4, 09=46, 21 меньше, чем для колеса [1, стр. 45]. Расчетные напряжения изгиба зуба s F1= YFS1 Y b Y e WFt/ m £ s FP1(3.27)
гдеY b = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба; Y e=1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Получаем s F1= 4, 09*1*1*60, 88/4, 5=55, 33< 189 МПа.
Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
, (3.28)
где Т max /Т nom = 1, 1 – превышение максимального момента над номинальным Получаем
55, 33*1, 1=60, 86< 480 МПа.
Геометрические и кинематические параметры передачи сводим в табл. 3.1.
Таблица 3.3 – Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи
Быстроходная передача |
Последнее изменение этой страницы: 2019-10-24; Просмотров: 262; Нарушение авторского права страницы