РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов по таблице 3.3 [1, c.34] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 230, для колеса – сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200. Допускаемые контактные напряжения определим по формуле 3.9 [1, c.33]:
(3.9 [1, c.33]):
где: σHlim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По таблице 3.2 [1, c.34] предел контактной выносливости для углеродистых и легированных сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение)находим по формуле: σHlim b = 2.HB + 70; КHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем значение КHL = 1; [n] H = 1,15. Тогда расчетные контактные напряжения
Вращающий момент на валу шестерни М1=52,3 Н*м Вращающий момент на валу колеса М2=201,8 Н*м KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца 3.1 [1, с.32] для сталей с твердостью HB<350: KHb = 1,25; Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ybа =b/aω= 0,4. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
(3.8 [1,с.26]) Принимаем u=5.
Ближайшее стандартное значение аω= 130 мм. Нормальный модуль зацепления
mn=(0.01ч0.02) aω=(0.01ч0.02)130=1.3ч2.6
принимаем mn=2мм Примем предварительный угол наклона зубьев β=30° и определим число зубьев шестерни и колеса число зубьев шестерни
Примем z1=19мм тогда z2= z1*u=19*5=95 Уточненное значение угла наклона зубьев
β=28°53`
Определим основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:
Проверка:
Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев
ширина колеса ширина шестерни Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
окружная скорость колес и степень точности передачи
при такой скорости следует принять 8 степень точности. Для проверки контактных напряжений определяют коэффициент нагрузки:
где: КHb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при симметричным расположении колес и твердости HB≤350 [1, табл.3.8] КHb = 1,06; КHa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [1, табл.3.4] КHa = 1,07; КHv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для шевронных и косозубых колес при v £ 5 м/с, [1, табл.3.6] КHv = 1,0; Проверяем контактные напряжения по формуле
(3.6 [1,ст26])
Условие прочности зубьев при проверке на контактную выносливость выполняется. Определим силы, действующие в зацеплении: Окружная для шестерни и колеса:
Радиальная для шестерни и колеса:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1,3.31] Формула для проверочного расчета зубьев цилиндрической прямозубой передачи на изгиб имеет вид (формула 3.31 [1, c.43]): ( 3.25 [1, c.38])
где: P-окружная сила действующая в зацеплении KF – коэффициент нагрузки. ΥF – расчетное напряжение зубьев при изгибе. Yβ – коэффициент введен для компенсации погрешности. KFа – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. b – ширина венца зуба колеса, b = 52 мм. mn - окружной модуль зуба, mn = 3,57;
КF = KFβ . KFv
где: KFβ – коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. По таблице 3.7 [1, c.43], ГОСТ 21354-75 принимаем для консольно-расположенных относительно опор зубчатых колес, твердости поверхности колес НВ ≤ 350, значению значение KFβ = 1,38; KFv – коэффициент динамичности, учитывающий динамическое воздействие нагрузки. По таблице 3.8 [1, c.43], для косозубых передач и передач с круговыми зубьями, принимая во внимание то, что для конических передач следует выбирать коэффициенты на 1 степень точности больше (8-й степенью точности изготовления колес), твердости поверхности колес НВ ≤ 350 и окружной скорости принимаем значение KFv = 1,3. КF = 1,16 . 1,2 = 1,392 YF – коэффициент, прочности зуба по местным напряжениям в зависимости от zn. Выбираем по ГОСТ 21354-75 значения YF из стандартного ряда для шестерни и колеса [1, c.35]. Для шестерни: Для колеса:
При этом YF1 = 3,84, YF2 = 3,60 [1, c.42]. [σ]F – предельно допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. По формуле
(3.24 [1, c.36])
где: σ0Flim b – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. По таблице (3.9[1, c.37]) для стали 45 с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение σ0Flim b = 1,8 НВ. для шестерни: σ0Flim b1 = 1,8 . 230 = 415 H/мм2; для колеса: σ0Flim b2 = 1,8 . 200 = 360 H/мм2; [nF] – коэффициент запаса прочности.
[nF] = [nF]' . [nF]''
где: [nF]' – коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес, по таблице (3.9 [1,c.37]) для стали 40Х с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение [nF]' = 1,75; [nF]'' – коэффициент способа получения заготовок зубчатого колеса [1, c.44], для поковок и штамповок [nF]'' = 1. [nF] = 1,75 . 1 = 1,75. Найдем предельно допускаемые напряжения [σF] и отношения [σF]/YF при расчете зубьев на выносливость: для шестерни:
для колеса:
Меньшее значение отношения [σF]/YF получено для колеса, следовательно проверочный расчет проводим для зубьев колеса. Определим коэффициент Yb и KF
Условие прочности зубьев при изгибе выполнено.
Популярное: ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (169)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |