Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 3

Материалы для колёс выбираем по таблице 1 Приложения.

Для шестерни - Сталь 40Х, термообработка – улучшение HB=245, σ_{h lim b1}=560 МПа, S_h1=1,1, S_f1=1,6, σ_{f lim b1}=440 МПа; для зубчатого колеса Сталь 45, термообработка - нормализация HB=190, σ_{h lim b2}=455 МПа, S_h2=1,1, S_f2=1,65, σ_{f lim b1}=350 МПа.

4.2 рассчитываем допускаемые напряжения с учётом фактических условий нагружения:

Базовое число циклов напряжений

N_HO1 = 30 НВ^2,4 = 30 · 245^2,4 = 1,6 · 10⁷;

N_HO2 = 30 · 190^2,4 = 8,8 · 10⁶;

N_FO1 = N_FO2 = 4 · 10⁶

Число циклов напряжений

N_HE1 = N_FE1 = 60 · n₁ · t_Σ = 60 · 732,7 · 20000= 8,772 · 10⁸

N_HE2 = N_FE2 = 60 · n₁ · t_Σ / i_1,2 =60 · 732,7 · 20000 / 3 = 8,050 · 10⁷

Коэффициенты долговечностиK_HL1 = K_HL2 =1, так как N_HE1 > N_HO1 и

N_HE2 > N_HO2; K_FL1 = K_FL2 =1, так как N_FE1 > N_FO1 и N_FE2 > N_FO2.

Коэффициенты K_FC1=K_FC2=1 для нереверсивной передачи.

Допускаемые контактные напряжения

[σ_н]₁= (σ_{н lim b1} / S_H1) · K_HL1 = (560 / 1,1) · 1= 509 МПа,

[σ_н]₂= (σ_{н lim b2} / S_H2) · K_HL2 = (455 / 1,1) · 1= 414 МПа.

Допускаемые напряжения при изгибе

[σ_F]₁= (σ ⁰_{F lim b1} / S_F1) · K_FC1 · K_FL1 = (440/ 1,6) · 1 · 1= 275 МПа,

[σ_F]₂= (σ⁰_{F lim b2} / S_F2) · K_FC2 · K_FL2 = (350/ 1,65) · 1 · 1= 212 МПа.

Определяем числа зубьев шестерни, колеса и передаточное число.

Принимаем угол наклона линии зуба β = 0⁰, т.к. передача – прямозубая.

Число зубьев шестерни по условию неподрезания Z₁ >17cos³β =17cos³0º=17.

Принимаем Z₁ = 18.

Число зубьев колесаZ₂ = Z₁ · i₁₂ = 18· 3 =54,

Передаточное числоu = Z₂ / Z₁ = 54/18 = 3

Относительное расхождение между передаточным числом и требуемым передаточным отношением

(u - i₁₂)/ i₁₂ · 100% = (3 – 3,1)/3,1 · 100% = 1,9%,

Что допустимо.

Определяем требуемое межосевое расстояние передачи из условия контактной прочности.

K_H=1,2; Ψ_bа =0,3; [σ _Н ] = [σ _Н ] _min = [σ _Н ] ₂ = 414 МПа; Е₁ = Е₂ = 2,1·10⁵ МПа (см. таблицу 1).

а_W = (u +1){0,78· М₂ · К_Н ·cos β · Е₁ · Е₂ / ([σ _Н ]· u)²· Ψ_bа ·(Е₁ + Е₂)}^1/3 = (3,2+1)*([0,78*719000*1,2*1*2,1*2,1*10¹⁰]/[(415*3,14)²*0,3*4,2*10⁵]) ^1/3=

185,464.

4.5.Определяем нормальный модуль передачи

Ширина колеса b₂= _ba*a_w=0,3*185,464=72 (мм).

Ширина шестерни b₁=1,12* b₂=1,12*72=80,64 (мм)

Коэффициент ширины шестерни
_bd=b₂/d₁=90/90=1

Определяем окружную скорость на делительном диаметре зубчатых колес

V=(π* d₁*n₁)/60000=3,14*90*732,7/60000=3,453(м/с)

Принимаем с учетом рекомендаций, приведенных в таблице5 степень точности передачи

Степень точности передачи принимаем равной 9

Уточняем значения коэффициентов нагрузки

K_Hα=1,22

K_Hβ=1,18

K_Hν=1,2

4.12.Производим проверочный расчет контактных напряжений на рабочих поверхностях зубьев:

σ_н=Zϵ{4,35*E1*E2*cosβ*M₂*K_Hα*K_Hβ*K_Hν*(u+1)/(E₁+E₂)*d₂²*b₂}^1/2=

=0,9*{4,35*4,41*1106500*1,16*1,03*1,10*4,88*10⁵/4,2*176400*80}^1/2=

=430,7МПа

Zϵ=0,9 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колес при β=0⁰

Определяются силы, действующие в зацеплении зубчатых колес.

Окружная сила

F_t=2*M₂/d₂=2*719/280=4636 H

Радиальная сила

F_r= F_t*tg20⁰/cosβ=1037H

Осевая сила

F_a= F_t*tgβ=0

4.14.Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни Y_F1и колеса Y_F2

Y_F1=4,28 по таблице 9 для Z_ν1=Z₁*cos³β=18

Y_F2=3,61 по таблице 9 для Z_ν2=Z₂*cos³β=70

Определяем коэффициент наклона зуба

Y_β=1 – β/140=1

⇐ Предыдущая123

Поделиться:

Познавательные статьи:



Техника нижней прямой подачи мяча

Комплекс физических упражнений для развития мышц плечевого пояса

Стандарт Порядок надевания противочумного костюма

Общеразвивающие упражнения без предметов