Выбор материала зубчатых колёс.

В настоящее время основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на расчетно-графическую работу, применяются колеса с твердостью материала не более 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

--для шестерни—сталь 40Х, закалка ТВЧ, твёрдость 45HRC= 425НВ;

--для зубчатого колеса—сталь 40Х, термообработка улучшение, твёрдость 300НВ.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни и зубчатого колеса:

Nk1=60×c×n×Lh=60×1×469×20000=5628×10⁵

Nk2=60×c×n×Lh=60×1×149×20000=1788×10⁵

Определим базовое число циклов нагружения Nhg для шестерни и зубчатого

 

колеса

Nhg1=30×425^2.4 =60989446

Nhg2=30×300^2.4 =26437005,78

Определение допускаемых контактных напряжений.

_{[σн] = 0,9} σнlimв*Zn , где

            Sн

Sн=1,1—коэффициент безопасности, определяется обработкой поверхностей

Определим коэффициент нагружения для шестерни и зубчатого колеса:

 

Zn1=²⁰_√ Nhg1/ Nk1 =0.89

Zn2=²⁰_√ Nhg2/ Nk2 =0.91

 Пределы контактной выносливости поверхностных слоёв зубьев, соответствующие базе испытаний NнG, для шестерни и зубчатого колеса

Σнlimв1=18HRC+150=960МПа

Σнlimв2=2HB+70=670МПа

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и зубчатого колеса:

_{[σн1] = 0,9} σнlimв*Zn =0.9×960×0.89=699МПа

            Sн             1.1

_{[σн2] = 0,9} σнlimв*Zn =0.9×670×0.91=498.8МПа

            Sн        1.1    

Для шевронной передачи принимаем условное допускаемое напряжение:

_{[σн] = 0,45(}[σн]₁+[σн]₂)=0,45(699*498.8)=539МПа.

Межосевое расстояние передачи

аw=Ka(i_{ц.п +}1) ³_√T3 Кнb/_[σн] ² i_ц.п² y_вa =43(3.15+1) ³_{√ 258 10}³ _{1.05/ 539}² _3.15² _{0.5 =} 93.7мм                           

где y_вa =0.5 по ГОСТ 2185-66

 

Ka=43

i_{ц.п =} 3.15

Т₃₌258кН×м

Кнb=1.05(табл.3.5, Ч);

_[σн]= 539МПа

Межосевое расстояние передачи округляют по ГОСТ 2185-66 аw=100мм

Нормальный модуль:

m_n =0.02×a_w =2

 

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n =2

 

 

Задаёмся предварительно углом наклона зубьев b=39°,

 

Определим число зубьев шестерни

 _{Z1 =} 2aw*cosb ₌ 2*100*0,968 =19

( i_ц.п  +1) m_n 4.15 ×2      

Z₂=Z₁× i_ц.п  ×=19×3.15=60

Уточняем значение угла наклона зубьев:

_{cosb =} m_n(Z1+Z₂) ₌ 2(19+60)   =0.79

       2a_w         2*100

b=arccos(0,79)=37.8°

Делительные диаметры шестерни и зубчатого колеса:

d₁= mnz₁/cosβ = 2×19/0.79= 48мм

d₂= mnz₂/cosβ = 2×60/0,968 = 151.8 мм

Уточняем фактическое межосевое расстояние

a_w = d₁₊ d₂ /2=48+151,8=99.9мм

Определим диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ +2 m_n =48+2×2=52мм

d_а2 = d₂ +2 m_n =151.8+2×2=155.8мм

ширина колеса: b₂ =y_вa× a_w =0.5×100=50мм

ширина шестерни: b₁ = b₂ +5мм=50+5=55мм

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

y_вd = b₁ / d₁ =55/48=1.145

Определим окружную скорость колёс и степень точности передачи:

v = w₁×d₁ /2=49×48/2=1.176м/с

При такой скорости цилиндрических колёс следует принять восьмую степень

точности:

Найдем коэффициент нагрузки:

Кн=Кнa*Кнb*Кнv

Кнa = 1,09—коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями (табл.3.4.Ч);

 

Кнb= 1,05—коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

венца (табл.3.5, Ч);

Кнv»1—коэффициент, учитывающий динамическую нагрузки в зацеплении

Кн =1,09×1,05×1=1,1445;

Проверяем контактные напряжения:

s_н =270³/ a_w  Т₃ Кн(i_ц.п +1)³ / b₂ i_ц.п²   =270³/100 258 10³ 1.1445( 3.15+1) ³ /50 3.15²  = 556 МПа <[s_н ]=539МПа

где a_w =100 мм

Т₃ =258кН×м

Кн=1,1445

i_{ц.п =}3.15

b₂ =50мм

Перегрузка 3%, что допустимо

Определим силы действующие в зацеплении:

Окружная: F_t =2 Т₃ / d₂ =2×258/151.8=3399Н

Радиальная: F_r = F_t tga/ cosβ=3399 tg20/cos37.8°= 1568Н

Осевая: F_а = F_t tgβ=2919 tg37.8°= 2636Н

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

s_f = F_t ×Кf× Yf× Yb× Кfa /b× m_n <[s_f ]

Определим коэффициент нагрузки

Кf= Кfb× Кfv

Кfv=1.1 по табл 3.8(Ч)

Кfb=1.3 по табл 3.7(Ч)

Кf= Кfb× Кfv=1.43

Коэффициент, учитывающий форму зуба Yf зависит от эквивалентного

числа зубьев _Zv   У шестерни _{Zv1 = Z1/} cosβ³ ₌19 _/ cos37.8³  _=38.5

У колеса  zv2=z2/ cosβ³ =60/0.79³ =121

Yf1 = 3.78          Yf2=3.6(по таблицеЧ)

Определим коэффициенты Yb и Кfa

 

 

Yb=1-β/140=1-10.8/140=0.9

Кfa=4+(E-1)( i_ц.п -5)/4Е=0.92

Где средние знчение коэффициента торцового перекрытия Е=1.5,степень точности n=8

[s_f ]= s_limb /[ sf]

По табл 3.9 s_limb=1.8НВ для стали 40X

Для шестерни s_limb=1.8×425=765МПа

Для колеса s_limb=1.8×300=540МПа

Коэффициент безопасности [ sf]=1.75

Определим допускаемое напряжение

Для шестерни [s_f1 ]= s_limb /[ sf]=765/1.75=437МПа

Для колеса [s_f2 ]= s_limb /[ sf]=540/1.75=309МПа

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение

[s_f ]/ Yf меньше

Для шестерни [s_f ]/ Yf=437/3.78=115МПа

Для колеса [s_f ]/ Yf=309/3.6=86МПа

Проверку на изгиб проводим для колеса:

s_f2 = F_t ×Кf× Yf× Yb× Кfa /b× m_n =3399×1.43×3.6×0.92×0.92/2×41=103МПа<[s_f ]=309МПа

Прочность по напряжениям изгиба обеспечивается

            4 РАСЧЁТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

   Определяем вращательный момент

Т=Р/w_дв=4.36×10³ /101,2 =43,1кН×м

Определяем диаметр ведущего шкива

d1=6  = »210мм

Принимаем по ГОСТ 17383-73 d1=224мм

Определяем диаметр ведомого шкива

d2= i_рп d1(1-e)=2.06×125(1-0.01)=456мм

d2=450 по ГОСТ 17383-73

Уточняем передаточное отношение

i_рп =d2/d1(1-e)=450/224(1-0.01)=2.02

Определяем межосевое расстояние

a_min=1.55(d1+d2)=1.5(224+450)=1011мм

расчетная длинна ремня.

 

L=2a+0.5p(d1+d2)+(d2-d1)²/4a=

=2×1011+0.5×3.14(224+450)+674²/4×1011=3093мм

определяем угол обхвата меньшего шкива

 

 

a₁=180°-57× (d2-d1)/2=180°-57× (450-224)/2=167°

Определяем скорость ремня:

V=pd1n₁ /60=3.14×224×967/60=11,3м/с

Определяем окружную силу

F_t =P/V=4.36×10³ /11.3=385 Н

Выбираем ремень Б800 с числом прокладок z=3,s₀ =1.5мм,Р₀ =3н/мм

Теперь проверим условие выполнение условия

s <0.025 d1

s =s₀ z=1.5×3=4.5мм

4.5<5.6, условие выполнено

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата

    С_a=1-0.003(180-a)=1-0.003(180-167)=0.96

    Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

    С_v= 1.04-0,0004×v² =1.04-0,0004×11.3²=0.98

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации Ср=1(из таблицы 7.4Ч)

Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров передачи.

При наклоне до 60 принимаем Со=1

Найдем допускаемую рабочую нагрузку на 1мм ширины прокладки

[p]= Р₀ ×С_a ×С_v×Ср×Со= 3×0.96 ×0.98×1×1=2.82н/м

Определим ширину ремня по ГОСТ23831-79 из условия

b= F_t /z[p]=385/3×2.82=45.5мм

принимаем b=50мм

Определим предварительное натяжение ремня

F₀ =s₀ bs =1.5×50×4.5=338Н

Определим натяжение ветвей

Ведущей:

F₁ = F₀ +0.5 F_t =338+0.5×385=530.5Н

Ведомой:

F₂ = F₀ -0.5 F_t =338-0.5×385=145.5Н

Определим напряжение от силы F_t

s₁ = F_t /bs =385/50×4.5=1.71Мпа

Напряжение от изгиба

s_и = Е_и s / d1=100×4.5/224=2МПа

Напряжение от центробежной силы

s_r =p×v² 10^-6 =0.14

где р-плотность ремня МПа

Определим максимальное напряжение

s_max =s₁ +s_и +s_r =2.42+2+0.14=4.56МПа

Условие s_max <7МПа выполнена

 

 

Нагрузки на валы передачи

F_b=3 F₀Z sina₁/2=3×338×3×sin167/2=1007Н

Проверка долговечности ремня:

Определим число пробегов: =v/L=11.3/3.093=3.65 c^-1

Найдём коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения i: C_i =1.5³_√ i - 0.5=1.4

 C_н =1 при постоянной нагрузке

Определим долговечность:

Н₀ =s_-1⁶× 10⁷ ×C_i ×C_н/s_max⁶2 ×3600× =7⁶×10⁷×1.4/(4.56) ⁶ ×2 3600×3.65=

=6971 ч

Расчёт согласно табл 7.5 приложения [2]    

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ

В проектируемом редукторе принимаем для ведущего вала сталь 40Х, в месте под уплотнение 40Х (термообработка У+ТВЧ); для ведомого вала сталь 40Х, в месте под уплотнение 40Х (термообработка У+ТВЧ) [ HRC 45].

 Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных концов валов d_в:

где [τ]_к – допускаемое напряжение кручения для материала вала. Для ведущего вала [τ]_к1 = 20Н/мм ²,т.к. на конце вала находится шкив. Тогда:

Полученное значение d_в1 округляем до  стандартного значения по ГОСТ 6636 – 69 из ряда Rа 20 по табл. 13.15 [4], принимаем d_в=32 мм. Принимаем под подшипниками d_п1=40 мм. Шестерню выполним за одно с валом.

Для ведомого вала принимаем [τ]_к2 = 20 Н/мм ² , тогда:

Округляем значение d_в2 до стандартного значения по ГОСТ 6636 – 69 из ряда Rа 10 по табл. 13.15 [4].

 

Из условия соразмерности диаметра вала и отверстия в ступице муфты принимаем d_в2 = 40 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2=45 мм, под зубчатым колесом d_к=49 мм, буртик d_б=54 мм.

---

Дата добавления: 2019-09-02; просмотров: 219; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!