Определение усилий в зацеплении.
Расчет цилиндрической прямозубой передачи одноступенчатого редуктора
Исходные данные для расчета:
передаточное число u = 5.2;
частота вращения шестерни n1 = 727 мин-1;
частота вращения колеса n2 = 139.8 мин-1;
вращающий момент на шестерне Т1 = 91.95 Н*м.
Срок службы передачи при трехсменной работе 7 лет.
Передача нереверсивная, нагрузка постоянная, производство мелкосерийное.
Выбор материалов и термической обработке колес
Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 269-302 НВ, средняя твердость НВ01 = 285;
для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 235-262 НВ, средняя твердость НВ02 = 250.
Определение допускаемых контактных напряжений
[ Н] = Hlim ZN / SH , МПа;
где Hlim – предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений NH0:
для шестерни Hlim1 = 2 НВ01 + 70 = 2*285 + 70 = 640 МПа;
для колеса Hlim2 = 2 HB02 +70 = 2*250 + 70 = 570 МПа;
SH – коэффициент запаса прочности, SH = 1.1;
ZN – коэффициент долговечности.
Базовое число циклов напряжений:
для шестерни NH01 = 30 (HB02)2.4 = 30*2582.4 2.3*107;
для колеса NH02 = 30 (HB02)2.4 = 30*2502.4 1.7*107.
Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения
NK = 60 n c Lh ,
где n – частота вращения шестерни, колеса, мин-1;
с – число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с = 1;
Lh – срок службы передачи
Lh = 2920 L Kг Кс , ч ,
где L – число лет работы передачи, L = 7 лет;
Кг – коэффициент годового использования передачи, Кг = 0.85;
Кс – число смен работы передачи в сутки, Кс = 3.
Lh = 2920*7*0.85*3=52122 ч.
Расчетное число циклов напряжений:
для шестерни NK1 = 60 n1 c Lh = 60*727*1*52122 = 227*107 ;
для колеса NK2 = 60 n2 c Lh = 60*139.8*1*52122 = 42*107 .
Для длительно работающих передач при NK NH0 коэффициент долговечности равен
ZN = ≥ 0.75 .
для шестерни
для колеса 0.85 .
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни 1 = 640*0.8/1.1 = 465,4 МПа;
для колеса 2 = 570*0.85/1.1 = 440.5 МПа.
Расчетное допускаемое контактное напряжение
= 2 = 440.5 МПа.
Определение допускаемых напряжений изгиба
= YR YZ YA YN / SF , МПа ,
где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений:
для шестерни = 1.75 HB01 = 1.75*285 = 498.7 МПа;
для колеса = 1.75 HB02 = 1.75*250 = 437.5 МПа;
SF – коэффициент запаса прочности, SF = 1.7;
YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, YR = 1;
YZ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса. Для поковок и штамповок YZ = 1;
YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче YA = 1.0;
YN – коэффициент долговечности
YN = ,
где NF0 – базовое число циклов напряжений. Для сталей NF0 = 4*106 .
Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни NK1 = 227*107 и для колеса NK2 = 43*107 больше базового числа циклов NF0 = 4*106, то принимаем YN = 1.0 .
Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни 1 = 498.7*1*1*1*1/1.7 293 МПа;
для колеса 2 = 437.5*1*1*1*1/1.7 257 МПа.
Определение межосевого расстояния
где Ka = 450 МПа1/3 – вспомогательный коэффициент;
u – передаточное число, u = 5.2;
Т1 – вращающий момент на шестерне, T1 = 91.95 H*м;
KH – Коэффициент нагрузки. Для прямозубой передачи предварительно принимаем КH = 1.3;
- коэффициент ширины колеса.
При симметричном расположении прямозубых колес относительно опор выбираем = 0.315.
Принимаем из ряда стандартных чисел = 210 мм.
Определение модуля передачи
Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб
где Кm = 6.8*103 – для прямозубой передачи;
b2 – ширина венца колеса
b2 = 210 = 66.15 мм.
Принимаем b2 = 70 мм.
Максимально допустимый модуль передачи
Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение окружного модуля m = 2 мм.
Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса
zS = 2 aW / m = 2*210/2 = 210.
Определение числа зубьев шестерни колеса
z1 = zS / (u + 1) = 210/(5.2 + 1) = 33.8.
Принимаем z1 = 35.
Так как z1 = 35 zmin = 17, то зубчатые колеса изготовляются без смещения
исходного контура (x1 = x2 = 0).
Число зубьев колеса
z2 = zS – z1 = 210 – 35 = 175.
Уточнение передаточного числа
uф = z2 / z1 = 175/35 = 5.
Отклонение от заданного передаточного числа
Уточнение межосевого расстояния
aW = m (z1 + z2) / 2 = 2(35 + 175)/2 = 210 мм.
Определение размеров зубчатых колес
Делительные диаметры:
для шестерни d1 = mz1 = 2*35 = 70 мм;
для колеса d2 = mz2 = 2*175 = 350 мм.
Диаметры вершин зубьев:
для шестерни da1 = d1 + 2m = 70 + 2* 74 мм;
для колеса da2 = d2 + 2m = 350 + 2.2 = 354 мм.
Диаметры впадин зубьев:
для шестерни df1 = d1 – 2.5m = 70 – 2.5*2 = 65 мм;
для колеса df2 = d2 – 2.5m = 350 – 2.5*2 = 345 мм.
Ширина зубчатого венца:
для колеса b2 = 70 мм;
для шестерни b1 = b2 + 5 = 70 + 5 = 75 мм.
Размеры заготовок
Диаметр заготовки шестерни
Dзаг = da1 + 6 = 74 + 6 = 80 мм.
Для колеса с выточками:
толщина диска Cзаг = 0.5 b2 = 0.5*70 = 35 мм;
толщина обода заготовки колеса Sзаг = 8m = 8*2 16 мм.
Предельные размеры заготовок для стали 45:
Dпр = 80 мм; Sпр = 80 мм.
Условие пригодности заготовок выполняются, так как Dзаг = Dпр; Сзаг < Sпр и Sзаг < Sпр .
Определение усилий в зацеплении.
Окружная сила
Ft = 2000 T1/d1 = 2000*91.95/70 2627.14 Н;
Радиальная сила
Fr = Ft tg = 2627.14*tg = 956.2 H.
Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:
©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.
|