Выбор материалов и допускаемых напряжений

 

Так как крутящий момент ведомого вала равняется Т₂=140[Нм], то целесообразнее всего цементация стали.

Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь марки 25ХГТ. После термообработки, твердость шестерни составит около 610 НВ, а твердость колеса - около 570 НВ.

Допускаемые контактные напряжения:

^; (3.1)

где: - базовый предел контактной выносливости;

При улучшении формула определения базового предела контактной выносливости примет вид (3.2):

S_H - коэффициент запаса, принятый равным для цементации + закалки S_H =1,2;

 (3.3)

- коэффициент долговечности.

Однако следует учесть, что формула (3.3) работает только когда N_HE > N_HG. В противном случае следует принять

где: N_{HG 1(2)} - базовое число циклов предела контактной выносливости, определяемое по графикам, изображенным на рис. 3.

По графику определяем: N_{HG 1} =140*10⁶

N_{HG 2} =130*10⁶

N_{HE 1(2)} - эквивалентное число циклов нагружения шестерни и колеса, рассчитываемое по формуле:

                             (3.4)

где: L = 16 тыс. ч. - срок службы, приведенный в задании;

k_max, k_i, l_i - относительные величины нагрузок и относительная продолжительность

их действия, приведенные в задании на курсовое проектирование и циклограмме нагрузки:

 

Так как N_{HE 1} > N_{HG 1}, то

Так как N_{HE 2} > N_{HG 2}, то

 

Определим допускаемые напряжения изгиба:

базовый предел изгибной выносливости, равный для улучшения: (3.5)

Коэффициент запаса S_F для цементации + закалки:

S_F =1,5.

Коэффициент долговечности при закалке:

 (3.6)

Однако следует учесть, что формула (3.3) работает только когда N_FE >- N_FG. В противном случае следует принять =1.

N_{FG 1(2)} - базовое число циклов. Примем N_{FG 1(2)} = 4*10⁶.

    (3.8)

  Так как , то принимаем ;

 

 (3.9)

Примем   = 0,255.

Тогда получим значение межосевого расстояния, округленное до стандартного:

 (3.10)

Назначим модуль зацепления: m_n =0.018* a_w =1,3; Выберем стандартный модуль зацепления m=2.5 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

                                     (3.11)

где:   может принять значение в диапазоне от 0,86 до 0,88. Примем: ' = 0,87;

Округлим  до целого значения, получив при этом =97. Далее уточним значение угла наклона зубьев:

 , откуда: .

Определим число зубьев шестерни:

                                        (3.12)

Тогда:

Проверим верность расчета:

 (3.13)

Выполнение условия (3.15) свидетельствует о верности расчета.

Основные параметры зубчатых колес

Минимальное число зубьев, которое можно нарезать без смещения:

 

Так как , нарезаем колеса без смещения.

Начальные (делительные) диаметры зубчатых колес:

Диаметры окружностей выступов:

(3.14)

Диаметры окружностей впадин:

Ширина колес должна удовлетворять условию , примем b = 20 (мм), что соответствует условию.

Линейная скорость:

(3.15)

По таблице П. 14 [1, стр. 73], выбираем точности изготовления колес, в зависимости от линейной скорости. Как видно, для их изготовления достаточна восьмая (средняя) степень точности.

Определяем силу в зацеплении

Окружные силы:

Радиальные силы:

Осевые силы:

- коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей

3.3. Проверочный расчет зубчатых передач

Определяем фактические контактные напряжения:

z„ = 1,76^0,973 =1,733;

Коэффициент, учитывающий перекрытие: Т

^zi =

s_a - коэффициент торцевого перекрытия, который равен:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба определяем по рисунку 4.2 [1, стр. 20]: к_1ф = 1,3.

Коэффициент динамической нагрузки определяем из таблицы П.16 [1, стр.74]: ^,=1,02.

Теперь можем подставить значения всех найденных коэффициентов и выполнить проверку неравенства:

Далее определяем фактические напряжения изгиба для более слабых зубьев. Эквивалентное число зубьев прямозубых колес:

Теперь по рисунку 4.3 [1, стр. 21] определяем коэффициенты формы зубьев зубчатых колес Y_{F ]}; Y_{F 2}, в зависимости от значений z_vl;z_v2. Итак, получили:

У_л(х = 0,006;г = 21)*4.15;

F_F2(x = -0.006;z = 9l)*3,72.

Расчет фактического напряжения изгиба ведем для колеса, у которого отношение окажется меньше:

Как видно, расчет будем вести для шестерни: FY к к Y

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба определяем по рисунку 4.2 [1, стр. 20]: k_Fp = 1,3.

Коэффициент динамической нагрузки определяем из таблицы П. 16 [1, стр. 74]:

*,_у=1,09.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Теперь можем подставить значения всех найденных коэффициентов и выполнить проверку неравенства:

Выполнение условий проверочного расчета зубчатой передачи свидетельствует о верности выполнения основного расчета.

12	Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: