Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ₂;

248,5 НВ_СР2; σ_в = 780 МПа; σ_т = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ₁;

285,5 НВ_СР1; σ_в = 890 МПа; σ_т = 650 МПа; τ = 380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:

[σ]_H1 = 1,8HB_CP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]_H2 = 1,8HB_CP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]_F1 = 1,03HB_CP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]_F2 = 1,03HB_CP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

[σ]_H1max = 2,8 σ_т = 2,8 · 650 = 1820 МПа

[σ]_H2max = 2,8 σ_т = 2,8 · 540 = 1512 МПа

[σ]_F1max = 2,74 HB_CP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа

[σ]_F2max = 2,74 HB_CP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]_H = [σ]_H2 = 514 МПа.

4. Расчет второй ступени редуктора

Исходные данные: U₂ = 2,95; Т₃ = 373 Н·м; n₃ = 99,9 об/мин.

α_w2 ≥ К_α(U₂ + 1)  = 4950 · (2,95 + 1)  = 0,15642 м

К_α = 4950 – для прямозубых передач [1].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке [1].

ψ_d = 0,5 ψ_α(U₂ + 1) = 0,5 · 0,25 (2,95 + 1) = 0,49

Принимаем: ψ_α = 0,25 [1].

Т_НЕ2 = К_НД Т₃ – эквивалентный момент на колесе, где:

К_НД = К_НЕ  ≤ 1

Коэффициент эквивалентности:

К_НЕ = 0,56 (таблица 2.4 [1])

N_HG = (HB_cp)³ = 248,5³ = 1,53 · 10⁷ – базовое число циклов нагружений.

К_НД = 0,56 · = 0,78

Т_НЕ2 = 0,78 · 373 = 291 Н·м.

Принимаем межосевое расстояние по стандартному ряду: α_w2 = 160 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

d₂ = 2 α_w2 U₂ / (U₂ + 1) = 2 · 160 · 2,95 / (2,95 + 1) = 239 мм – делительный диаметр

b₂ = ψ_α α_w2 = 0,25 · 160 = 40 мм

Модуль передачи:

m ≥  =  = 0,002 м

K_m = 6,6 – для прямозубых колес [1].

Т_FЕ2 = К_FД Т₃ – эквивалентный момент на колесе, где:

К_FД = К_FЕ  ≤ 1

Коэффициент эквивалентности:

К_FЕ = 0,68 (таблица 2.4 [1])

N_FG = 4 · 10⁶ – базовое число циклов нагружений.

К_FД = 0,68 · = 1

Т_FЕ2 = 1 · 373 = 373 Н·м.

Принимаем m = 2 мм.

Суммарное число зубьев:

z_Σ = 2 α_w2 / m = 2 · 160 / 2 = 160

Число зубьев шестерни и колеса:

z₁ = z_Σ / (U₂ + 1) = 160 / (2,95 + 1) = 40

z₂ = z_Σ - z₁ = 160 – 40 = 120

Фактическое передаточное число:

U_2ф = z₂ / z₁ = 120/40 = 3

Отклонение от заданного передаточного числа: 1,6% < 4%

Делительные диаметры:

d₁ = m z₁ = 2 · 40 = 80 мм

d₂ = 2 α_w2 - d₁= 2 · 160 - 80 = 240 мм

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2(1 + х₁ – у)m = 80 + 2 · 2 = 84 мм

d_f1 = d₁ – 2(1,25 – х₁)m = 80 – 2,5 · 2 = 75 мм

d_a2 = d₂ + 2(1 + х₂ –у)m = 240 + 2 · 2 = 244 мм

d_f2 = d₂ – 2(1,25 – х₂)m = 240 – 2,5 · 2 = 235 мм

x₁ = x₂ = 0; y = -(α_w2 – α)/m = -(160 – 160)/2 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения.

α = 0,5m(z₂ + z₁) = 0,5 · 2 (120 + 40) = 160 – делительное межосевое расстояние

Размеры заготовок колес:

D_заг = d_a2 + 6 = 244 + 6 = 250 мм > D_пред = 125 мм

С_заг = 0,5b₂ = 0,5 · 40 = 20 мм

S_заг = 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ S_пред = 80 мм

Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с

D_пред = 315 мм

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2Т₃ / d₂ = 2 · 373 / 0,24 = 3108 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 3108 · tg 20° = 1131 H

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F2 = F_tЕ · К_Fα · К_Fβ · K_FV · Y_β · Y_F2 / b₂ · m ≤ [σ]_F2

в зубьях шестерни:

σ_F1 = σ_F2 Y_F1 / Y_F2 ≤ [σ]_F1

К_Fα = 1 – для прямозубых колес. [1]

К_Fβ = 1 – при постоянной нагрузке. [1]

Окружная скорость в зацеплении:

V =  = 3,14 · 0,24 · 99,9 / 60 = 1,3 м/с

Назначим 9 степень точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].

K_FV = 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, табл. 2.7 [1].

Y_β = 1 - β°/140 = 1

Коэффициент формы зуба: Y_F1 = 3,7, Y_F2 = 3,6, табл. 2.8 [1].

F_tЕ = К_FД F_t = 3108 Н – эквивалентная окружная сила.

σ_F2 = 3108 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,04 · 0,002 = 158 МПа ≤ [σ]_F2 = 256 МПа

σ_F1 = 158 · 3,7 / 3,6 = 162 ≤ [σ]_F1 = 294 МПа

Условие выполняется.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н2 =

К_Н = 3,2 · 10⁵ – для прямозубых колес [1]

К_Нα = 1; К_Нβ = 1 [1]; К_НV = 1,05 табл. 2.9 [1].

σ_Н2 = = 465 МПа ≤ [σ]_Н = 514 МПа

Условие выполняется.

Похожие работы

Проектирование привода цепного транспортера

Скачать

12865

1

46

... Uоб =40,3 2. Кинематический расчет привода 2.1 Общее передаточное число привода 2.2 Частоты вращения Что соответствует задачи 3. Силовой расчет 3.1 Находим рассчитанную мощность привода, как можно наибольшую размерную величину а) б) 3.2 Определяем мощность на валах 3.3 Определяем моменты на валах 3.4 Данные сводим в таблицу № вала ni мин-1 ...

Привод цепного конвейера

Скачать

29501

5

1

... (C/P) 3 ;αh =106/ (60·200) · (19,5/1,521) 3=175604 часов. эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода tP=9928 часов.   6.4 Выбор муфт   Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т< [T], ...

Проект привода цепного конвейера

Скачать

41198

10

21

... Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов. Таблица 1.2 Результаты кинетического и силового расчётов привода Параметры № вала N, кВт ω рад/с М,Нм 1 16,5 102,05 161,7 2,98 47,68 2 15,7 34,24 458,5 4 3 14,9 8,56 1740 4 4 14,3 2,14 6682 1 5 13 2,4 6542 2. Расчет ...

Расчет и проектирование привода

Скачать

54387

13

4

... отверстий: Dотв. = Doбода - dступ.) / 4 = (510 - 112) / 4 = 99,5 мм = 100 мм. Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,5 = 1,75 мм Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2 мм. 6.    Выбор муфты на выходном валу привода В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа ...