Мегаобучалка Главная | О нас | Обратная связь


Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс



2016-01-26 810 Обсуждений (0)
Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс 0.00 из 5.00 0 оценок




Выбираем марку стали: для шестерни – 40Х, твёрдость ≤ 350 НВ1; для колеса – 40Х, твёдость ≤ 350 НВ2. Разность средних твёрдостей НВ1ср – НВ2ср = 20…50.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269…302 НB1, термообработка – улучшение, Dпред = 125 мм; для колеса твёрдость 235…262 НВ2, термообработка – улучшение, Sпред = 125 мм.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

 

HB1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

HB2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

 

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений и

напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса

Определим коэффициент долговечности:

 

KHL = (NH0/N)1/6,

 

где NH0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N – число циклов перемены за весь срок службы

 

N = 573wLh,

 

где w – угловая скорость соответствующего вала, с-1;

Lh – срок службы привода, ч.

Так для колеса: N2 = w2Lh = 25×20000 = 286500000; NH02 = 16,37×106.

Для шестерни: N1 = uN2 = 3,02×286500000 = 865230000; NH01 = 22,62×106.

Коэффициент долговечности:

для шестерни KHL1 = (22,62×106/865230000)1/6 = 0,545,

для колеса KHL2 = (16,37×106/286500000)1/6 = 0,621.

Так как N1 > NH01, а N2 > NH02, то принимаем KHL1 = 1, KHL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

для шестерни [s]Н01 = 1,8НВ1ср + 67 = 1,8×285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2;

для колеса [s]Н02 = 1,8НВ2ср + 67 = 1,8×248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[s]Н1 = KHL1[s]Н01 = 1×580,9 = 580,9 Н/мм2,

 

для колеса

[s]Н2 = KHL2[s]Н02 = 1×514,3 = 514,3 Н/мм2.

 

Так как НВ1ср – НВ2ср = 285,5 – 248,5 = 37 = 20…50, то передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого контактного напряжения из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

 

[s]Н = 514,3 Н/мм2.

Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба:

KFL = (NF0/N)1/6,

 

где NF0 = 4×106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N – число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни KFL1 = (4×106/865230000)1/6 = 0,408;

для колеса KFL2 = (4×106/286500000)1/6 = 0,491.

Так как N1 > NF01, а N2 > NF02, то принимаем KFL1 = 1, KFL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни [s]F01 = 1,03НВ1ср = 1,03×285,5 = 294,1 Н/мм2;

для колеса [s]F02 = 1,03НВ2ср = 1,03×248,5 = 256,0 Н/мм2;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[s]F1 = KFL1[s]F01 = 1×294,1 = 294,1 Н/мм2,

 

для колеса

[s]F2 = KFL2[s]F02 = 1×256,0 = 256,0 Н/мм2.

 

Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

 

[s]F = 256,0 Н/мм2.

 

Проектный расчёт

 

Определим межосевое расстояние:

 

 

где Ка – вспомогательный коэффициент;

ya – коэффициент ширины венца колеса;

KHb – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

 

aw ³ 43×(3,02 + 1)×(105×103×1/(0,28×3,022×514,32))1/3 = 92,94 мм,

 

Полученное значение округляем до стандартного aw = 100 мм.

Определим модуль зацепления:

 

 

где Кm – вспомогательный коэффициент;

d2 = 2awu/(u + 1) – делительный диаметр колеса, мм;

b2 = yaaw – ширина венца колеса, мм.

 

m ³ 2×5,8×105×103/(150,25×28×256,0) = 1,13 мм.

 

Полученное значения модуля округляем до стандартного m = 1,5 мм.

Минимальный угол наклона зубьев:

 

bmin = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,5×1,5/28) = 10,81°.

 

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

 

zS = 2awcosbmin/m = 2×100×cos(10,81°)/1,5 = 130,97.

 

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

 

b = arccos(zSm/(2aw)) = arccos(130×1,5/(2×100)) = 12,85°.

 

Число зубьев шестерни:

 

z1 = zS/(1 + u) = 130/(1 + 3,02) = 32,3.

 

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа z1 = 32.

Число зубьев колеса:

z2 = zSz1 = 130 – 32 = 98.

 

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение:

 

uф = z2/z1 = 98/32 = 3,06;

(|3,06 – 3,02|/3,02)×100% = 1,4 < 4 %.

 

Определим фактическое межосевое расстояние

 

aw = (z1 + z2)m/(2cosb) = (32 + 98)×1,5/(2×cos12,85°) = 100,00 мм.

 

Делительные диаметры шестерни и колеса:

 

d1 = mz1/cosb = 1,5×32/cos12,85° = 49,2 мм;

d2 = mz2/cosb = 1,5×98/cos12,85° = 150,8 мм.

 

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

 

da1 = d1 + 2m = 49,2 + 2×1,5 = 52,2 мм;

da2 = d2 + 2m = 150,8 + 2×1,5 = 153,8 мм.

 

Диаметры впадин зубьев:

 

df1 = d1 – 2,4m = 49,2 – 2,4×1,5 = 45,6 мм;

df2 = d2 – 2,4m = 150,8 – 2,4×1,5 = 147,2 мм.

 

Определим силы в зацеплении:

окружная Ft = 2T2×103/d2 = 2×105×103/150,8 = 1393 Н;

радиальная Fr = Fttan20°/cosb = 1393×0,364/cos12,85° = 520 Н;

осевая Fa = Fttanb = 1393×tan12,85° = 317 Н.

 

Проверочный расчёт

 

Проверим условие пригодности заготовок колёс:

 

Dзаг = da1 + 6 = 52,2 + 6 = 58,2 мм < Dпред;

Sзаг = b2 + 4 = 28 + 4 = 32 мм < Sпред.

 

Условия выполнены.

Проверим контактные напряжения

 

 

где К – вспомогательный коэффициент; К=376

КНa – коэффициент распределения нагрузки; КНa=1,1

KНb – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; KНb=1

КНv – коэффициент динамической нагрузки. КНv=1,03

 

Окружная скорость колёс:

 

v = w2d2/(2×103) = 25×150,8/2000 = 1,88 м/с.

 

Степень точности передачи равна 9.

Расчётное контактное напряжение:

 

sН = 376×((1393×(3,06 + 1)/(150,8×28))×1,1×1×1,03) = 463,4 < 514,3 Н/мм2.

 

Полученное значение меньше допустимого на 9,9%, условие выполнено.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

 

sF2 = YF2YbFtKFaKFbKFv/(b2m) ≤ [s]F2;

sF1 = sF2YF1/YF2 ≤ [s]F1,

 

где KFa – коэффициент распределения нагрузки; KFa=1

KFb – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; KFb =1

KFv – коэффициент динамической нагрузки; KFv =1,07

YF – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса; YF =3,61

Yb = 1 – b/140 = 0,91 – коэффициент наклона зуба. Yb =0,91

 

sF2 = 3,61×0,91×1393×1×1×1,07/(28×1,5) = 116,3 < 256,0 Н/мм2;

sF1 = 116,3×3,75/3,61 = 120,9 < 294,1 Н/мм2.

 

Условия выполнены.


11.3. Расчёт косозубой цилиндрической передачи

(быстроходная ступень, 2-я скорость)

 



2016-01-26 810 Обсуждений (0)
Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс 0.00 из 5.00 0 оценок









Обсуждение в статье: Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс

Обсуждений еще не было, будьте первым... ↓↓↓

Отправить сообщение

Популярное:
Личность ребенка как объект и субъект в образовательной технологии: В настоящее время в России идет становление новой системы образования, ориентированного на вхождение...
Почему двоичная система счисления так распространена?: Каждая цифра должна быть как-то представлена на физическом носителе...



©2015-2020 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (810)

Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку...

Система поиска информации

Мобильная версия сайта

Удобная навигация

Нет шокирующей рекламы



(0.007 сек.)