Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса

В качестве материала для шестерни выбираем сталь 40ХН, термообработка – улучшение. Материал колеса сталь 40Х, термообработка улучшение.

Механические характеристики материала приведены в табл. 3.2 ([1], стр. 43). Для шестерни будем использовать индекс 1, а для колеса – индекс 2.

 

Таблица 3.4 – Механические характеристики материалов тихоходной передачи

Характеристика	Шестерня	Колесо
Твердость поверхности, НВ (НВ1, НВ2)	270	245
Предел прочности, МПа (sв1, sв2)	850	750
Предел текучести, МПа (sт1, sт2)	600	520

 

Для обеспечения приработки колеса и шестерни должно выполняться условие (3.1).

Получаем НВ₁ - НВ₂ =270-245=25, т.е. материалы приработаются.

Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, стр. 43]:

N_{H lim 1} = 2, 2*10⁷;

N_{H lim 2} = 1, 8*10⁷.

Эквивалентное число циклов определяем по (3.2)

Получаем

N_{HЕ 1}=60× n_б × c × L_h· =60*560, 00*1*5000=1, 68*10⁷;

N_{HЕ 2}=60× n_п × c × L_h =60*211, 32*1*5000=6, 34*10⁷.

 

Так как N_{H lim 1}< N_{HЕ 1} и N_{H lim 2}< N_{HЕ 2} то принимаем коэффициенты долговечности Z_N1=1, Z_N2=1.

Предел контактной выносливости [1, стр. 43]

s_{Н lim 1} = 2*HB₁+70 = 2*270+70=610 МПа;

s_{Н lim 2} = 2*HB₂+70 = 2*245+70=560 МПа.

 

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость для шестерни и колеса определяем по (3.4). Получаем соответственно

s_НР1 =0, 9*610/1, 1*1=499, 09 МПа.s_НР2 =0, 9*560/1, 1*1=458, 18 МПа.

 

Допускаемые контактные напряжения при максимальной нагрузке определяем по (3.5).

Получаем

 

=2, 8*600=1680 МПа;

 =2, 8*520=1456 МПа.

 

Расчетный диаметр шестерни находим по (3.6), при этом принимаем k_d=77 МПа^1/3; Т₁ = Т_б=47, 58Н× м; y _bd=1, 2; К_{Н b}=1, 2; К_А = 1, 1; u = u_з.п.1 = 2, 65.

Получаем

мм.

 

Ширина венца зубчатого колеса по (3.7)

b₂ = 1, 2*50, 93=61, 12 мм.

 

Ширина венца шестерни

b₁ = b₂+(3…5)= 61, 12+(3…5)=64, 12…66, 12 мм.

 

Принимаем b₂=61 мм, b₁=65 мм.

Принимаем предварительно z₁=22.

Определяем минимальный модуль по (3.8)

m'=50, 93/22=2, 32 мм.

 

Принимаем m=3 мм.

Число зубьев колеса по (3.9)

z₂=22*2, 65=58, 3.

 

Принимаем z₂=58.

Окончательно начальные диаметры зубчатых колес

d₁=m· z₁=3*22=66 мм;

d₂=m· z₂=3*58=174 мм;

 

Расчетное межосевое расстояние по (3.10)

0, 5*(66+174)= 120 мм.

 

Действительное передаточное число

u_з.п.1=z₂/z₂=58/22=2, 64.

 

Проверочный расчет на контактную выносливость

Окружная сила в зацеплении по (3.11)

 

 Н.

 

Окружная скорость колес по (3.12)

 

 м/с.

 

В соответствии с рекомендациями [1, стр. 50] принимаем степень точности 9.

Удельная окружная динамическая сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.13), где d_Н = 0, 06; g_o = 7, 3.

Получаем

 

W_Hv=0, 06*7, 3*1, 93*  =5, 70 Н/мм.

 

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.14)

W_Htp=1441, 8*1, 2/61=28, 36 Н/мм.

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении по (3.15)

К_{Н v}=1+(5, 7/28, 36)= 1, 2.

 

Удельная расчетная окружная сила по (3.16)

W_Ht=1441, 8*1, 2*1, 2*1, 1/61=37, 44 Н/мм.

 

Расчетные контактные напряжения по (3.17) при Z_H = 1, 77; Z_Е = 275 МПа^1/2; Z_e = 1.

Получаем

 

МПа.

 

Сравниваем полученное значение с наименьшим из допускаемых контактных напряжений, рассчитанных выше (s_НР=458, 18 МПа). Получаем s_Н< s_НР, т.е. контактные напряжения в зацеплении не превышают допускаемых.

Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки производим по формуле (3.18).

Получаем

 

< 1456 МПа.

 

Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость. Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Базовое число циклов напряжений N_{F lim} = 4*10⁶.

Эквивалентное число циклов по формуле (3.19):

N_{FЕ 1}=60× n_б × c × L_h =60*560, 00*1*5000=1, 68·10⁸.

N_{FЕ 2}=60× n_п × c × L_h =60*211, 32*1*5000=6, 34·10⁷;

 

Так как N_{F lim} < N_{FЕ 1} и N_{F lim} < N_{FЕ 2}, то принимаем коэффициент долговечности Y_N1=1 и Y_N2=1.

Предел выносливости зубьев при изгибе определяем по (3.20):

s _Flim1=1, 75НВ₁=1, 75*270=272, 5 МПа;

s _Flim2=1, 75НВ₂=1, 75*245=428, 75 МПа.

 

Допускаемые изгибные напряжения определяем по (3.21):

s _FP1=0, 4*272, 5*1*1=189 МПа;

s _FP2=0, 4*428, 75*1*1=171, 5 МПа.

 

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки определяем по (3.22)

s _FPmax1=0, 8*600=480 МПа;

s _FPmax2=0, 8*520=416 МПа.

 

Проверочный расчет на выносливость при изгибе. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Удельная окружная динамическая сила по (3.23), при d _F= 0, 16; g_o = 7, 3:

W_Fv=0, 16*7, 3*1, 93*  =15, 2 Н/мм.

 

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.24), где К _{F b} =1, 39:

W_Ftp=1441, 8*1, 39/61= 32, 85 Н/мм.

 

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении по формуле (3.25)

К _Fv=1+15, 2/32, 85=1, 46.

 

Удельная расчетная окружная сила по формуле (3.26)

W_Ft=1441, 8*1, 39*1, 46*1, 1/61=52, 76 Н/мм.

 

Коэффициент, учитывающий форму зуба

Y_FS1= 4, 09; Y_FS2= 3, 66.

 

Дальнейший расчет производим по шестерне, так как для нее соотношение s _FP2/ Y_FS2= 189/4, 09=46, 21 меньше, чем для колеса [1, стр. 45].

Расчетные напряжения изгиба зуба по (3.27), где Y _b = 1; Y _e=1:

s _F1= 4, 09*1*1*52, 76/3= 71, 93< 117 МПа.

 

Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой по формуле (3.28):

 

71, 93*1, 1= 79, 12< 480 МПа.

 

Геометрические и кинематические параметры передачи сводим в табл. 3.1.

 

Таблица 3.5 – Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

Показатель	Обозначение и формула	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр, мм	d =m × z	174	66
Диаметр вершин, мм	dа =d + 2 × m	180	72
Диаметр впадин, мм	df=d-2hf× m (hf=1, 25)	166, 5	58, 5
Количество зубьев	z	22	58
Ширина зубчатого венца, мм	b	61	65
Передаточное отношение	u	2, 64
Межосевое расстояние, мм	aw	120

Предварительный расчет валов. Выбор муфты

 

Предварительный расчет валов проводится по напряжениям кручения для определения наименьшего диаметра вала. Исходя из найденного диаметра производится конструирование вала.

Принимаем допускаемые напряжения кручения t = 25 МПа.

Диаметр определяем по формуле:

 

, (4.1)

 

где Т – крутящий момент на данном валу, Н·м.

Получаем соответственно для быстроходного, промежуточного и тихоходного валов:

 мм;

 мм;

 мм;

 

Принимаем из ряда нормальных линейных размеров диаметр концевого участка (под шкивом клиноременной передачи) быстроходного вала d_б=21 мм, диаметр промежуточного вала под зубчатым колесом или шестерней d_п=30 мм диаметр концевого участка (под муфтой) тихоходного вала d_т=40 мм.

Исходя из диаметра вала под муфтой выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. Упругая муфта позволяет демпфировать резкие перепады нагрузки, предохраняя тем самым редуктор и привод от поломок. Муфту выбираем по крутящему моменту и диаметру вала по [1, стр. 239]. Принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту с номинальным крутящим моментом Т=400 Н·м, диаметром посадочного отверстия d=40 мм, исполнения 1:

Муфта 400-40-1 ГОСТ 21424-93.

Диаметр элементов, передающих крутящий момент d_э=125 мм.

 

⇐ Предыдущая1234Следующая ⇒

Поделиться: