double arrow

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки не превысит 120 мм).

По таблице 3.3 принимаем материалы со средними механическими характеристиками, для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ1 270; для колеса- сталь 40X улучшенную с твердостью НВ2 245.

Допускаемые контактные напряжения (по формуле (3.9)):

H]1 = ,

H]2 = ,

где σHlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл.3.2(1) принимаем для шестерни и колеса пределы контактной выносливости:

σHlimb1 = 2·HB1 +70=2·270+70=610МПа;

σHlimb2 = 2·HB2 +70=2·245+70=560МПа;

Срок службы привода в часах

 
 


Число циклов нагружений зубьев колеса

Базовое число циклов для материала колеса(по табл.3.2(1))

Коэффициент долговечности

Следовательно, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности

Примем коэффициент безопасности [SH] = 1,15, тогда

Коэффициент KHB при консольном расположении шестерни примем равным KHB=1,35 (1,табл. 3.1, стр. 32).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ψbRe=0.285 (рекомендация ГОСТ 12289-76(1)).

Внешний делительный диаметр колеса (по формуле (3.29), стр. 49)

В этой формуле для прямозубой передачи Kd=99; передаточное число

i=2.8;

 
 


Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2=250 мм (1,стр. 49).

Примем число зубьев шестерни z1=25. Число зубьев колеса

z2=z1∙ i =25∙2.8=70.

Примем z2=70. Тогда

Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 12289-76 3%.

Внешний окружной модуль(1,стр.50)

Уточняем значение:

Внешний делительный диаметр шестерни

de1=mez1=3.2·25=80 мм

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

Принимаем b=38мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

de1=me·z1=3,571·25=89,28 мм

Средний делительный диаметр шестерни

d1=2(Re-0,5b)sinδ1 = 2∙(132,72-0,5∙38)sin19.65˚ = 76,48 мм

Внешние диаметры шестерни и колеса(по вершинам зубьев):

dae1=de1+2me cosδ1=89,28+2·3.571cos19.65˚

dae1=94,25 мм

dae2=de2+2me cosδ2=250+2·3.571cos70.35˚

dae2=252.35 мм

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колёс

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

KH=KHβ KHαKHυ =1.23∙1∙1=1.23

По таблице 3.5 (стр. 39) при Ψbd=0.45 консольном расположении колёс и твёрдости HB<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, KHβ=1.23

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, KHα=1.0 (таблица 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колёс при υ>5 м/с KHυ=1 (таблица 3.6).

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 (стр. 47).

Силы в зацеплении:

окружная

;

радиальная для шестерни, равная окружной для колеса,

осевая для шестерни, равна радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (формула 3.31, стр.50)

.

Коэффициент нагрузки .

По таблице 3.7 при Ψbd=0.45 консольном расположении колёс, валах на роликовых подшипников и твёрдости HB<350 значения KFβ=1,28.

По таблице 3.8 при твердости HB<350, скорости υ=3.4 м/с и седьмой степени точности KFυ=1,45 (значение взято для восьмой степени точности в соответствии с указаниями на стр. 53. В соответствии с ними для редукторных конических зубчатых передач надо, как правило, назначать седьмую степень точности изготовления, но значения коэффициентов берут такие, которые соответствуют восьмой степени точности цилиндрических зубчатых колёс).

Итак, .

YF-коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом YF1=3.87 и YF2=3.6(1,стр. 42).

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

По таблице 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350

Для шестерни: = 1.8·270 = 486 МПа;

Для колеса: = 1.8·245 = 441 МПа.

Коэффициент запаса прочности [SF] = [SF]’[SF]”.По таблице 3.9

[SF]’ = 1,75, для поковок и штамповок [SF]” = 1.

Таким образом, [SF] = 1.75·1=1.75.

Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на выносливость:

для шестерни:

Для колеса:

Находим отношение :

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем зуб колеса:

Условие прочности выполнено.

Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчётные контактные напряжения при пиковой нагрузке по формуле 3.21(1)

Допускаемое контактное напряжение под действием максимальной нагрузке для стальных колес с улучшением

где предел текучести для стали Ст 40Х при диаметре заготовки >160мм

Условие прочности выполнено.

Проверочный расчёт на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчётные изгибные напряжения при пиковой нагрузке

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением:

Условие прочности выполнено. Таким образом, все условия прочности выполняются.


Понравилась статья? Добавь ее в закладку (CTRL+D) и не забудь поделиться с друзьями:  



Сейчас читают про: