Расчет и проектирование зубчатого редуктора

2. Расчет и проектирование зубчатого редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

Назначаем сталь 40ХН (для колес) и 40ХН (для шестерней), причём для лучшей приработки зубьев твёрдость шестерни назначают больше твёрдости колеса не менее чем на 10-15 единиц. Термообработка для колёс улучшение, ориентировочный режим термообработки: закалка 820-840⁰ С, охлаждение в масле, отпуск 560-600⁰ С. Твёрдость 300 HB, предел текучести σ_т =600 МПа, предел прочности σ_в=850 МПа. Термообработка для шестерни закалка т.в.ч., ориентировочный режим термообработки: закалка 820-840⁰ С, охлаждение в масле, отпуск 180-200⁰ С. Твёрдость 47 HRC, предел текучести σ_т =1400 МПа, предел прочности σ_в=1900 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

  (2.1)

где σ_но- предел контактной выносливости,

S_н- коэффициент безопасности,

К_HL- коэффициент долговечности.

Для колеса и шестерни предел контактной выносливости

σ_но=2НВ+70 МПа; (2.1^а)

коэффициент безопасности S_н=1,1 (из таблицы 8.9 [3]).

Предельные допускаемые напряжения

[σ_н]_MAX=2,8σ_т МПа; (2.2^а)

[σ_F]_MAX=2,74НВ МПа. (2.2^б)

Определим пределы контактной выносливости для колеса и шестерни 2-й ступени по формуле (2.1^а).

Для колеса НВ 300, σ_но=2∙300+70=670(МПа), для шестерни НВ 470, σ_но=2^.470+70=1010(МПа).

Допускаемые контактные напряжения для 2-й ступени определяем по материалу колеса, как более слабому.

Число циклов напряжений для колеса 2-й ступени при переменной нагрузке:

 (2.3)

где  - отношение соответствующего момента цикла к максимальному из моментов, берем из графика нагрузки,

n_i – частота вращения выходного вала (n_i=57,3 об\мин),

с – число зацеплений зуба за один оборот колеса(с равно числу колёс, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).В нашем случае с=1,

t_i – ресурс передачи.

t_i=t^.365^.k_г^.24^.k_сут(2.3а)

t =7 – срок службы передачи (ч).

365^.k_г (k_г=0,75)– количество дней работы передачи в году,

24^.k_сут (k_сут=0,4)– количество часов работы передачи в сутки.

Подставим эти данные в формулу (2.3^а), получим

t_i=7∙365∙0,75∙24∙0,4=18396 (ч).

 N_НЕ=60∙18396∙57,3(1³∙0,35+0,75³∙0,3+0,4³∙0,35)= 31557106,8≈3,15∙10⁷.

По графику (рис. 8.40. [3]) для колёс при НВ 300 N_H0=2,5^.10⁷. Сравнивая N_HE и N_H0, отмечаем, что для колеса 2-й ступени N_HE> N_H0 . Так как все другие колёса вращаются быстрее, то аналогичным расчётом получим и для них

N_HE < N_H0 . При этом для всех колёс передачи коэффициент долговечности , где m-показатель, который зависит от вида колёс, так как у нас цилиндрические, то m=6. Отсюда К_HL=0.96.

Допускаемые контактные напряжения определяем из формулы (2.1)

[σ_н]=584,7(МПа).

Допускаемые напряжения изгиба:

 (2.4)

где σ_FO- предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба,

S_F- коэффициент безопасности,

К_FC-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

К_FL-коэффициент долговечности.

Для колеса и шестерни предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба: σ_FO=1,8∙НВ (2.4^а)

Коэффициент безопасности S_F=1,75([3]). Для колеса 2-й ступени по формуле (2.4^а) σ_FO=1,8∙300=540 (МПа). Для шестерни 2-й ступени по (2.4^а) σ_FO=1,8∙470=846 (МПа). Число циклов напряжений для колеса 2-й ступени при переменной нагрузке, по аналогии с формулой (2.3):

 (2.5)

Отсюда N_FE=3,15∙10⁷. Рекомендуется принимать N_FO=4∙10⁶ для всех сталей.

N_HE < N_H0 . При этом коэффициент долговечности аналогично предыдущему расчету K_FL =0,71.

Так как нагрузка на зубья действует только с одной стороны, то коэффициент К_FC=1.

Допускаемые напряжения изгиба определяем из формулы (2.4)

для колеса [σ_FO]=353,6 (МПа),

для шестерни [σ_FO]= 554 (МПа).

Допускаемые напряжения при перегрузке:

Для колёс предельные контактные напряжения при перегрузке находим из формулы (2.2^а), учитывая, что σ_т =850 МПа:

 [σ_н]_MAX=2,8∙850=2380(МПа)

Для колёс и шестерни предельные изгибные напряжения при перегрузке находим из формулы (2.2^б), учитывая, что для колеса НВ 300, получим [σ_F]_MAX=2,74∙300=822 (МПа), для шестерни при НВ 470 [σ_F]_MAX=2,74∙470=1278,7 (МПа).

Похожие работы

Разработка цепной передачи для механического привода ленточного транспортера

Скачать

16133

0

5

... зубчатой с шарниром скольжения  (16) где ν - число рядов роликовой или втулочной цепи; φt=B/t - коэффициент ширины цепи; для зубчатых цепей φt=2…8. 7. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА 1. Учитывая небольшую передаваемую мощность N1 при средней угловой скорости малой звездочки, принимаем для передачи однорядную роликовую цепь. 2. ...

Привод ленточного транспортера

Скачать

40894

2

5

военной быстроходной ступенью. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ Проектный расчет. 1. Выбор сечения ремня.Выбираем клиновый ремень узкого сечения УО d1 = 63…100 мм (по номограмме 5.3.). 2. Диаметр ведущего шкива. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива: d1min = 63 мм. Расчетный диаметр ведущего шкива: d1 = 71 мм. 3. Диаметр ведомого шкива. d2 = d1*u*(1-ε) = 71*2*(1- 0,015) = 140 ...

Оценка технического уровня производства Пружанского лесхоза и разработка мероприятий по его повышению

Скачать

173196

38

6

... выдачи лесоматериалов ЛТ-79А. Внедрение станка по переработке отходов ZRN-51. Далее проведен расчет предложенных мероприятий по повышению технического уровня производства в Пружанском лесхозе по описанной выше методике. Затраты на приобретение трелевочного трактора ТТР-401 представляют собой его балансовую стоимость, которая складывается из оптовой цены трактора и затрат на доставку и равна ...

Разработка поточных технологических линий обслуживания животных для ферм крупного рогатого скота

Скачать

66021

20

3

... обоснование производственных процессов по доставке и раздаче кормов, сбору и обработке продукции, уборке и транспортировке навоза, созданию микроклимата, ухода за животными Для получения конечной продукции на животноводческой ферме крупного рогатого скота необходимо осуществить следующие процессы: кормление животных; поение; доение; уборка навоза; создание микроклимата; уход за животными ...