Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений.
1. Материалы и термическая обработка зубчатых колес.
Шестерня – сталь 45, улучшение HB1 = 192…240, для расчёта HB1 = 220.
Колесо – сталь 45, нормализация HB2 = 170…217, для расчёта HB1 = 200.
2. Механические характеристики материала:
шестерня: предел текучести – σв = 750, сечение S ≤ 100мм;
предел текучести – σт = 450.
колесо: предел текучести – σв = 600, сечение S ≤ 80мм;
предел текучести – σт = 340.
3. Предел контактной выносливости поверхности зубьев σHlim :
σHlim1 = 2HB1 + 70 = 2 ∙ 220 +70 = 510 МПа;
σHlim2 = 2HB2 + 70 = 2 ∙ 200 +70 = 470 МПа;
4. Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность:
SH1 =1,1; SH2 =1,1.
5. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ZR при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем RA = 1,8; ZR = 0,95.
6. Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес ZV:
Принимаем V = 5 м/сек; ZV = 1,0.
7. Срок службы работы передачи Lh за расчетный срок службы:
Lh = L ∙ 365Kгод ∙ 24Kсут ;
Lh = L ∙ 365Kгод ∙ 24Kсут = 10 Lh = 10 ∙ 365 ∙ 0,715 ∙ 24 ∙ 0,67 = 41964,78 часов;
8. Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость KHL:
KHL = , причём 1 ≤ KHL ≤ 2,4 .
NHO = 30(HB)2,4 ≈ 0,063(HRC)2 + 8 ∙ 106 ;
NHO1 = 30(220)2,4 = 12,6 ∙ 106 ;
NHO2 = 30(200)2,4 = 10 ∙ 106 ;
NHL = 60 ∙ Lh ∙ c ∙ Σ ∙ ni ∙ ti ;
NHE1 = 60 ∙ 1(13 ∙ 0,4 + 0,43 ∙ 0,5 + 0,253 ∙ 0,1) ∙ 380 ∙ 41965 = 41,5 ∙ 107 ;
NHE2 = 60 ∙ 1(13 ∙ 0,4 + 0,43 ∙ 0,5 + 0,253 ∙ 0,1) ∙ 152 ∙ 41965 = 16,6 ∙ 107 ;
KHL1 = = = = 0,558;
KHL2 = = = = 0,558;
Принимаем KHL1 = 1, KHL2 = 1;
9. Допускаемые контактные напряжения [σH]1, [σH]2 :
[σH]1 = ∙ ZR ∙ ZV ∙ KHL = ∙ 0,95 ∙ 1 ∙ 1 = 440,45 МПа;
[σH]2 = ∙ ZR ∙ ZV ∙ KHL = ∙ 0,95 ∙ 1 ∙ 1 = 405,90 МПа;
[σH] = ≤ 1,25 [σH]min ;
[σH] = = 423,18 МПа;
Принимаем [σH] = 423,18 МПа.
10. Предел выносливости при расчете на изгиб σFlim :
σFlim1 =1,8 ∙ HB1 = 1,8 ∙ 220 = 396 МПа;
σFlim2 =1,8 ∙ HB2 = 1,8 ∙ 200 = 360 МПа;
11. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб SF :
Принимаем SF = 1,75.
12. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба YR:
Принимаем YR = 1.
13. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки KFC = 0,65.
14. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб KFL:
KFL = , причём 1 ≤ KFL ≤ 2;
NFO = 4 ∙ 106;
mF = 6;
NFE = 60 ∙ Lh ∙ c ∙ Σ ∙ ∙ ;
NFE1 = 60 ∙ 1(16 ∙ 0,4 + 0,46 ∙ 0,5 + 0,256 ∙ 0,1) ∙ 380 ∙ 41965 = 95 ∙ 107;
NFE2 = 60 ∙ 1(16 ∙ 0,4 + 0,46 ∙ 0,5 + 0,256 ∙ 0,1) ∙ 152 ∙ 41965 = 23,7 ∙ 107;
KFL1 = = = = 0,401;
KFL2 = = = = 0,506;
Принимаем KFL1 = KFL2 = 1;
15. Допускаемые напряжения изгиба
[σF] = ∙ ZR ∙ KFL ∙ KFC ;
[σF]1 = ∙ ZR ∙ KFL ∙ KFC = ∙ 0,95 ∙ 1 ∙ 0,65 = 139,731 МПа;
[σF]2 = ∙ ZR ∙ KFL ∙ KFC = ∙ 0,95 ∙ 1 ∙ 0,65 = 127,028 МПа;
16. Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [σH]max1, [σH]max2 :
[σH]max1 = 2,8 ∙ σT = 2,8 ∙ 450 = 1260 МПа;
[σH]max2 = 2,8 ∙ σT = 2,8 ∙ 340 = 952 МПа;
17. Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [σF]max1, [σF]max2 :
[σF]max1 = 0,8 ∙ σT = 0,8 ∙ 450 = 360 МПа;
[σF]max2 = 0,8 ∙ σT = 0,8 ∙ 340 = 272 МПа;
Проектный расчет.
18. Крутящий момент на выходном валу T2 :
T2 = T1 ∙ U ∙ η = 50,93 ∙ 2,5 ∙ 0,97 = 123,504 Н ∙ м;
Т1 = = = 50,93 Н ∙ м;
= = 78,54 c-1;
η = 0,97;
19. Приведенный модуль упругости Eпр :
Епр = 2,1 ∙ 105 МПа.
20. Коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния Kbe :
Kbe = 0,285.
21. Коэффиент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии в результате погрешностей в зацеплении и деформации зубьев KHβ (по рисунку 8.Прил.):
KHβ = 1,134.
22. Опытный коэффициент ϑН, характеризующий понижение прочности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической. (По таблице 3. Прил.):
ϑН = 0,85.
23. Диаметр внешней делительной окружности колеса de2 :
de2 = 2,9 ∙ = 227,541 мм.
Величину de2 округляем до стандартного значения по таблице 4. Прил. de2 = 225 мм. (отклонение % = (225 – 227,541) ∙ 100 / 225 = -1,129 < 2%).
24. Диаметр внешней делительной окружности шестерни:
de1 = = = 90 мм.
25. Углы делительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2 :
δ1 = arctg = arctg = 23º30’37”;
δ2 = 90º - δ1 = 90º - 22º90’37” = 67º10’03”;
26. Внешнее конусное расстояние:
Re = = = 122,129 мм.
27. Ширина зубчатых колес:
bw = Kbe ∙ Re = 0,285 ∙ 122,129 = 34,807 мм.
Округляем ширину зубчатых колес bw по таблице 5.Прил. – bw = 34 мм.
28. Среднее конусное расстояние:
Rm = Re – 0,5 ∙ bw = 122,129 – 0,5 ∙ 34 = 105,129 мм.
29. Диаметр средней делительной окружности шестерни dm1 и колеса dm2:
dm1 = de1 – bw ∙ sin δ1 = 90 – 34 ∙ sin 23º30’37” = 76,767 мм;
dm2 = de2 – bw ∙ sin δ2 = 225 – 34 ∙ sin 67º10’03” = 193,680 мм.
30. Определение числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2 :
= 21;
Z1 = 1,6 ∙ = 1,6 ∙ 21 = 33,6 , принимаем Z1 = 34;
Z2 = Z1 ∙ U = 34 ∙ 2,5 = 85.
31. Внешний окружной делительный модуль mte :
mte = = = 6,617 мм.
Округляем по таблице 6, mte = 6 мм.
32. Диаметры окружностей выступов шестерни da1 и колеса da2 :
da1 = de1 + 2 ∙ mte ∙ cos δ1 = 90 + 2 ∙ 6 ∙ cos 23º30’37” = 101,053 мм;
da2 = de2 + 2 ∙ mte ∙ cos δ2 = 225 + 2 ∙ 6 ∙ cos 67º10’03” = 229,670 мм;
33. Диаметры окружностей впадин шестерни dfe1 и колеса dfe2:
dfe1 = de1 – 2,4 ∙ mte ∙ cos δ1 = 90 – 2,4 ∙ 6 ∙ cos 23º30’37” = 76,735 мм;
dfe2 = de2 – 2,4 ∙ mte ∙ cos δ2 = 225 – 2,4 ∙ 6 ∙ cos 67º10’03” = 219,359 мм;
34. Определяем среднюю окружную скорость:
υср = = = 3,013 м/с.
35. Выбор степени точности:
Степень точности определяем в зависимости от средней окружной скорости, по таблице 7. Прил.
Принимаем 8-ю степень точности.
3.3. Расчет сил, действующих в зацеплении. (Силы действующие в зацеплении, представлены на рис. 3):
36. Окружная сила:
Ft = = = 1326,872 Н.
37. Радиальная сила для шестерни Frl, равная осевой силе для колеса Fa2:
Fr1 = Fa2 = Ft ∙ tg α ∙ cos δ1 = 1326,872 ∙ tg 20º ∙ cos 23º30’37” = 444,903 Н.
38. Осевая сила для шестерни Fa1, равная радиальной силе для колеса Fr2:
Fa1 = Fr2 = Ft ∙ tg α ∙ sin δ1 = 1326,872 ∙ tg 20º ∙ sin 23º30’37” = 187,968 Н.
Дата добавления: 2017-01-08; просмотров: 1446;