Расчет зубчатых цилиндрических колес редуктора ⇐ ПредыдущаяСтр 10 из 10
Таблица 3. Исходные данные для расчета
В задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними 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.
Допускаемые контактные напряжения , где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) ; НВ1 = 230; НВ2 = 200. KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1. Коэффициент безопасности [SH] = 1,1. Для колес из нормализованной или улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают [SH] = 1,1...1,2; при поверхностном упрочнении зубьев [SH] = 1.2...1.3. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле
для шестерни [σН1] = 482 МПа; для колеса [σН2] = 428 МПа. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [σН] = 410 МПа. Требуемое условие [σН] = < 1,23[σН2] выполнено. Коэффициент KHβ;S принимаем предварительно = 1,1. Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния = 0,45. Коэффициент ширины венца рекомендуется выбирать из ряда по ГОСТ: 0,10; 0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,40; 0,50; 0,63; 0,80; 1,00; 1,25. Для прямозубых колес рекомендуется ограничивать ; для косозубых предпочтительно принимать , проверяя (при ) выполнения условия: Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев: =107 мм. где Кα = 43; (для прямозубых передач Кα = 49,5; для косозубых и шевронных передач Кα = 43,0), М2 - вращающий момент на валу зубчатого колеса Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ . Стандартные значения межосевых расстояний надлежит выбирать из следующих величин: · 1-ый ряд – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800,1000, 1250, 1600, 2000, 2500; · 2-ой ряд – 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800. Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: = 1 2. Стандартные значения модуля mn надлежит выбирать из следующих величин: · 1-ый ряд – 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20. · 2-ой ряд – 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22. Первый ряд следует предпочитать второму. Принимаем значение нормального модуля по ГОСТ из первого ряда mn = 1,25 мм. Примем предварительно угол наклона зубьев β = 12°. Определим число зубьев шестерни и колеса: = 29,2 примем Z1 = 29, тогда Z2 = 145. Уточненное значение угла наклона зубьев = 0,971, отсюда получаем β = 14°. Основные размеры шестерни и колеса. диаметры делительные: = 37,33 мм. = 186,67
Делаем проверку правильности выбора модуля и количества зубьев шестерни и колеса: = 112 мм. Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса: = 39,83 мм. = 189,16 мм. Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса: = 34,21 мм. = 183,54 мм. ширина колеса = 50 мм. ширина шестерни мм = 55 мм. Определим коэффициент ширины шестерни относительно диаметра делительной окружности = 1,473, где ω1 – угловая скорость вращения шестерни. Окружная скорость колес и степень точности передачи = 2,8 м/с. При такой скорости для косозубых колес следует принять 8 степень точности. Для косозубых колес при v до 10 м/с следует назначать 8-ю степень точности, а свыше 7-ю. Коэффициент нагрузки При Ψbd = 1,473, твердости НВ =< 350 , v = 0,28 м/с. КНα = 1,06; КНβ = 1,05; КНV = 1,0 Таким образом, коэффициент нагрузки равен: КН = 1,113.
Проверка контактных напряжений по формуле: = 372 МПа < [σН]. Силы действующие в зацеплении: Окружная сила = 1398 Н, где М1 – вращающий момент на валу зубчатой шестерни. Радиальная сила = 524 Н. Здесь угол эвольвентного зубчатого зацепления α = 20о. Осевая сила = 344 Н. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба осуществляется по формуле: Здесь коэффициент нагрузки KF = KFβKFV При Ψbd = 1,473, твердости НВ =< 350, V = 0,28 м/с. KFβ =1,25; KFV = 1,1; Таким образом, коэффициент KF = 1,2. YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ZV У шестерни = 32 мм. => YF = 3,73. У колеса = 152 мм. => YF = 3,60. Коэффициент Yβ введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев. Этот коэффициент определяют по формуле: = 0,9.
Коэффициент KFα , учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для узких зубчатых колес, у которых коэффициент осевого перекрытия ; коэффициент KFα принимают равным 1, а иначе этот коэффициент определяется по формуле: = 092, и так, коэффициент KFα = 0,92, где εα – коэффициент торцевого перекрытия, при учебном проектировании можно принимать среднее значение εα = 1,5, n – степень точности зубчатых колес. Допускаемое напряжение находится по формуле: для Стали 45 улучшенной при твердости НВ =< 350 предел выносливости при нулевом цикле изгиба и коэффициент безопасности [SF]1 = 1,75:
для шестерни = 414 МПа; для колеса = 360 МПа. Коэффициент безопасности [SF] определяется как произведение двух коэффициентов: . Первый коэффициент [SF]1 учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес. Второй множитель [SF]11 учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок [SF]11 = 1,0; для проката [SF]11 = 1,15; для литых заготовок [SF]11 = 1,3. Допускаемые напряжения: для шестерни [σF1]= 237 МПа, для колеса [σF2]= 206 МПа. Находим отношение , для шестерни - 64 МПа, для колеса – 57. Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Проверяем прочность зуба колеса = 92 МПа < [σF2] = 206. Условие прочности выполнено.
Таблица 4. Результаты расчета
©2015 arhivinfo.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.
|