Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес

 

Для изготовления колеса и шестерни передачи выберем сталь 40Х со сле­дующими механическими характеристиками:

шестерня:

твердость – H_HB1=310HВ;

термообработка – улучшение

колесо:

твердость – H_HB2=280HВ;

термообработка – улучшение

Определение допускаемого контактного напряжения

 

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную уста­лость:

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов на­гружения, МПа;

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагруже­ния:

;

.

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

- коэффициент безопасности (для колес с ) );

- коэффициент долговечности;

,

где - базовое число циклов нагружений;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым коле­сом;

;

- ресурс привода в часах;

 

- частота вращения рассчитываемого колеса, мин^-1.

– нагрузка на данном режиме работы;

– максимальная нагрузка

Т.к. , то , где - показатель степени в формуле Z_N:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 

За расчетное выбираем меньшее из полученных значений, т.е.

 

Расчет допускаемого напряжения изгиба

 

Допускаемое напряжение при изгибе:

,

где - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов на­гру­жения

 

- коэффициент запаса прочности по изгибу;

- коэффициент долговечности

где - базовое число циклов нагружения;

циклов;

, т.к. .

- эквивалентное число циклов нагружений;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Т.к. ; принимаем

Т.к должно выполняться условие:

- коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач . Так как по усло­вию передачи у нас не реверсивные - .

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

Принимаем .

Расчет геометрических параметров передачи

;

- для прямозубых

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

;

;

;

;

;

Внешний окружной модуль:

;

;

Углы делительных конусов:

;

;

Среднее конусное расстояние:

Средний окружной модуль:

;

Средний делительный диаметр:

Коэффициенты смещения:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

;

;

Коэффициенты расчетной толщины зуба:

;

;

Внешняя высота головки зуба:

Внешняя высота ножки зуба:

Внешняя высота зуба:

Внешняя окружная толщина зуба:

Угол ножки зуба:

;

;

Угол головки зуба:

; ;

Угол конца вершин:

;

;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Внешний диаметр вершин зубьев:

;

;

Проверим коэффициенты ширины венца:

;

;

Условия выполняются.

Средняя окружная скорость зубчатых колес:

;

7 степень точности.

Определение усилий в зацеплении:

 

Окружная сила на шестерне и колесе:

;

Радиальная сила на шестерне, численно равная осевой силе на колесе:

;

Осевая сила на шестерне численно равная радиальной на колесе:

Проверочный расчет на контактную усталость

;

;

;

;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

;

;

;

;

Проверочный расчет на выносливость при изгибе

 

Расчетное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:

 

;

Коэффициент нагрузки определим по формуле:

;

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку:

;

Удельная окружная динамическая сила:

 

;

;

;

;

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4. Предварительный расчет валов

 

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных кон­цов валов d_вых

,мм

где [τ] – допускаемое напряжение кручения для материала вала.

 

4.1 Для ведущего вала принимаем [τ] = 20 Н/мм ², т.к. в начале вала наса­жен шкив:

Принимаем конструктивно диаметр под шкив – 20 мм; под подшип­ники – 25 мм, основной диаметр вала в редукторе 30 мм.

 

4.2 Для ведомого вала быстроходной передачи принимаем [τ] = 25 Н/мм ²:

Принимаем конструктивно диаметр -30 мм - под подшипники.

 

4.3 Для ведомого вала тихоходной передачи принимаем [τ] = 25 Н/мм ²:

 

Принимаем конструктивно диаметр под под­шипники – 45 мм.

⇐ Предыдущая12345678Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: