Расчет зубчатых колес редукторов
Выбор твердости, термообработки и материалов колес Выбираем материалы со средними механическими 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. Выбор допускаемых контактных напряжений Допускаемые контактные напряжения при числе циклов перемены напряжений N Но : [s]Но=1,8∙НВср + 67, где HBср — средняя твердость зубьев шестерни и колеса, НВср = (200+230)/2=215; [s]Но=1,8∙НВср +67=1,8∙215+67=454 МПа. Определим коэффициент долговечности: , где NH0 =10 млн циклов – базовое число циклов (табл.22); N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); N = 573ωLH, где ω- угловая скорость соответствующего вала; LH –срок службы привода, ч; LН = LГ 365KГ tс Lс Kс, где KГ =0,8 – коэффициент годового использования; tс =8 ч, продолжительность смены; Lс =2 – число смен в день; Kс =0,9 – коэффициент сменного использования. Определим коэффициент долговечности шестерни: LН = LГ 365KГ tс Lс Kс = 6 365 0,8 8 2 0,9=25,2 103 ч. N1 = 573∙ ω1LH =573 96,34 25,2 103 =1,39 109 циклов. N2 = 573∙ ω1LH =573 21,41 25,2 103 =3,09 108 циклов. ; . Принимаем коэффициенты долговечности KHL1 = KHL2 =1. Допускаемые контактные напряжения: [s]Н1 = [s]Но КLH1 = 454 МПа; [s]Н2 = [s]Но КLH2 = 454 МПа. Выбор допускаемых напряжений изгиба Допускаемые напряжения изгиба при числе циклов перемены напряжений NFо : [s]Fо=1,03∙НВср = 1,03∙215=221,45 МПа. Коэффициент долговечности рассчитываем аналогично по формуле ; NF0 =4∙106 (табл.22), принимаем KF1 = KFL2 =1. Допускаемые напряжения изгиба: [s]F1 = [s]F2 = [s]Fо KF1 = 221,45 МПа. Межосевое расстояние При выбранной термообработке колес и скорости колеса V < 15 м/с зубья полностью прирабатываются и коэффициент KНβ= 1,0. Принимаем для цилиндрических колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию . Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев: , где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач , для прямозубых – ; - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах; - для шестерни, консольно расположенной относительно опор, – в открытых передачах; - передаточное число редуктора или открытой передачи; - вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины при расчете открытой передачи, Нм; - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ; - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся колес принимаем = 1. Передаточное число нашего редуктора Uр = 4,5 Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 6 аW = 95 мм. Нормальный модуль зацепления. Принимаем по следующей рекомендации: ; где Кm = 5,8 для прямозубых передач; Т2 =47,87 Нм; d2 = 2aw u/(u+1)=2∙95∙4,5/(4,5+1)=155,45 мм; b2=ψa aw =0,315∙ 95=30 мм. Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел: Таблица 24
Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 1,5 мм. z1 = 2dW/m (U+1) = 2∙ 95/1,5·(4,5+1)=23. Принимаем z1 =23 тогда z2 = z1·u=23·4,5=103,5. Примем z2 = 104, тогда Uф = z2/ z1 = 104/23 =4,521. Отклонение от заданного передаточного числа Uф=(4,521-4,5)100%/4,5=0,46%, что меньше установленных ГОСТ 12289 – 76 3%. Рис. 160 Основные размеры шестерни и колеса (рис.160): диаметры делительные: d1= m∙z1=1,5∙23=34,5 мм; d2= m∙z2=1,5∙104=156 мм. Проверка: aW = (d1+d2)/2 = (34,5 + 156)/2 = 95,25 мм; диаметры вершин зубьев: da1 = d1+ 2∙m =34,5 + 2∙ 1,5 =37,5 мм; da2 = d2+ 2∙m = 156+ 2∙1,5 = 159 мм; диаметры впадин зубьев: df1 = d1 – 2,5∙m =34,5 – 2,5∙ 1,5 = 30,75 мм; df2 = d2 – 2,5∙m = 156 – 2,5 · 1,5 = 152,25 мм; ширина колеса b2 = YbaaW = 0,315 · 95 = 30 мм ширина шестерни b1 = b2 · 1,1 = 30∙1,1=33 мм. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: Ybd = b1/d1 = 33/34,5 = 0,96. Окружная, скорость колес и степень точности передачи V= w1d1/2 = 96,34∙34,5∙10-3/2 = 1,66 м/c. При такой скорости для прямозубых колес следует принять 9-ю степень точности (табл. 17). Проверочный расчет Коэффициент нагрузки KH = KHb∙KHa∙KHn Значения KHb=1. Для прямозубых колес KHa=1. По табл. 16 для прямозубых колес при V < 5 м/с имеем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении KHn=1,1. Таким образом, KH =1,0 · 1,0 · 1,1 = 1,1. Проверка контактных напряжений по формуле: , где окружная сила на шестерне Ft = 2T1/d1 = 2 11,08 103/ 34,5 = 684,06 H.
МПа < [s]Н = 454 МПа; Силы, действующие в зацеплении. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле: sF = FtKFYFYbKFa/b2mn £ [s]F. Здесь коэффициент нагрузки KF = KFbKFn, для прирабатывающихся зубьев коэффициент KFb = 1,0; коэффициент KFn по таблице 18 –KFn =1,28. Коэффициент KF = 1,28 · 1,0 = 1,28, YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ZV: у шестерни Zn1 = Z1 =23; у колеса ZV2 = Z2 =104. При этом по таблице 19 YF1 = 3,98 и YF2 = 3,60. Определяем коэффициенты для прямозубой передачи: Yb =1.
Популярное: Почему люди поддаются рекламе?: Только не надо искать ответы в качестве или количестве рекламы... Почему двоичная система счисления так распространена?: Каждая цифра должна быть как-то представлена на физическом носителе... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (1170)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |