Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

Выбор материала зубчатых колес

 

По табл. 3.1[1;с.49] определяем марку стали: для шестерни – 40Х твёрдость э1; для колеса – 40X твёрдость 2. Разность средней твердости 1ср - 2ср .

По табл. 3.2[1;с.50] определяем механические характеристики стали 40Х для шестерни твердость 269…302 э1, термообработка- улучшение, = 125 мм; для колеса твердость 235…268 2, термообработка – улучшение, = 125 мм.

Определяем среднею твердость зубьев шестерни и колеса:

= = 285.5 = = 248.5

 

 

Определение допускаемых контактных напряжений

 

Рассчитываем коэффициент долговечности наработка за весь срок службы: [1;с.52]

Для колеса: =573 ω·

= 573∙5,525 ∙17520 = 55 465 254 циклов;

Для шестерни: =

= 55 465 254 ∙5,6= 310 605 422,4 циклов;

= 55 465 254 циклов;

= 310 605 422,4 циклов

т.к > и < , то коэффициенты долговечности ₁ =1 и ₂=1

 

 

По табл. 3.1 [1;с.49]определяем допускаемое контактное напряжение соответствующее числу циклов :

 

для шестерни: = 1.8 + 67 = 1.8∙285.5 + 67 = 580.9 Н/

для колеса: = 1.8 ∙ 2ср + 67 = 1.8∙248.5 + 67 = 514.3 Н/

Определить допускаемое контактное напряжение: [1;с.53]

= 1 ∙ =1∙ 580,9 = 580,9 Н/

= 2 ∙ =1∙ 514,3 = 514,3 Н/

Изм.Изм.

Лист сь № докум.Лист сь № докум.

№ докум.№ докум.

ПодписьПодпись

ДатаДата

ЛистЛист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 КП. ТМ. 2-36 08 01. 378. 16. ПЗ

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

 

Рассчитываем коэффициент долговечности [1;с.53]

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

Для шестерни: = 51.44.48∙

Для колеса: =12.86∙

= 4∙ – число циклов перемены напряжений

т.к > 1 и > 2, то коэффициент долговечности 1=1 и 2 =1

По табл. 3.1[1;c.49] определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее числу циклов перемены напряжений :

для шестерни: =1.03·285.5= 294.065 Н/

для колеса: = 1.03∙ 2ср =1.03∙248.5 = 255.955 Н/

Определяем допускаемое напряжение изгиба: [1;с.53]

для шестерни: = ∙ = 1∙ 294.065 = 294.065 Н/

для колеса: = ∙ = 1∙ 255.955 = 255.955 Н/

Т.к передача реверсивная, то уменьшаем на 25%:

= 294.065 ∙ 0.75 = 220.54 Н/

=255.955 ∙ 0.75 = 191.96 Н/

 

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

РАЗДЕЛ 4

РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектный расчёт

Межосевое расстояние: [1;с.58]

(4.1)

≥ Ka (u+1) ∙

где: Ka=43 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач; =5,6; = 282,9 Н∙м; = 0.32 - коэффициент ширины венца колеса; =514,3 Н/ ; = 1 - коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба.

= 43(5.6+1) 1=134,5 мм

Принимаем по табл. 13.15 = 135 мм

Определяем модуль зацепления: [1;с.59]

(4.2)

m≥

где: =255,96 Н/

= ∙u/(u+1)=2∙135∙5,6/(5,6+1)=229,1 мм

= = 0.32∙135 = 43,2 мм

m = = 1,25 мм

Определим угол наклона зубьев для косозубых передач: [1;с.60]

min = arcsin = arcsin =

Принимаем min = 8

Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса: [1;с.60]

= + = = = 213,84, Принимаем =213

Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач: [1;с.60]

arccos = arccos =9,56

Определим число зубьев шестерни: [1;с.60]

= = =32,2

Значение округлить до ближайшего большего числа =32

Определить число зубьев колеса: [1;с.60]

= - = 213-32= 181

Определим фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного u: [1;с.60]

= = = 5,65

= ∙100% ≤ 4% = ∙100%= 1,79 %

Определим фактическое межосевое расстояние для косозубых передач: [1;с.60]

= = = 135 мм

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

Определить основные геометрические параметры передачи: [1;с.60]

= = = 40,6 мм

= = = 229,4 мм

= +2m= 40,6 +2∙1,25= 43,1 мм

= +2m=229,4 +2∙1,25 = 231,9 мм

= -2.4m= 40,6 -2,4∙1,25= 37,6 мм

= -2,4m= 229,4+2.4∙1,25= 226,4 мм

= +2= 43+2 = 45 мм

= ∙ =0.28∙ 135= 43 мм

 

 

Проверочный расчет

 

Проверим межосевое расстояние: [1;с.61]

= = = 135 мм

Проверим пригодность заготовок колес: [1;с.61]

= + 6 = 43,5+6 = 49,5 мм

= + 4 = 43,2+4 = 47,2 мм

Условие пригодности заготовки: [1;с.50]

Dзаг Dпред (125 мм)

Sзаг Sпред (80 мм)

Проверим контактное напряжение: [1;с.61]

(4.3)

=K

= 376∙ 1.15∙1∙1.05 = 511,9 Н/

Где: = 376 – вспомогательный коэффициент.

= 866,16 H

U= = = 1,19 м/с

т – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

- коэффициент динамической нагрузки.

- фактическое передаточное число.

 

[ ]H

511 Н/ 514,3 Н/

 

Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни:

(4.4)

=

(4.5)

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП.ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

Где: = 1.00 коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

= 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

= 1.04 - коэффициент динамической нагрузки.

= = = 60.82

= = = 243.87

= 3.62 – коэффициент формы зуба шестерни.

= 3.63 – коэффициент формы зуба колеса.

= 1- = 1- = 0.05 – коэффициент учитывающий наклон зуба.

= 3.63·0.05 ∙1.00∙1∙1.04 = 11.37 Н/ – допускаемое напряжение изгиба шестерни

11.37 Н/ < 220.5 Н/ - условие выполняется

(4.5)

=

= =11.33 Н/ – допускаемое напряжение изгиба колеса

11.33 Н/ < 232.5 Н/ - условие выполняется

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

РАЗДЕЛ 5

РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектный расчет

Выбрать сечение ремня

=1,56кВт

=2,2кВт

=1425

Выбираем плоский ремень сечения Л

=17,4

Определить номинально допускаемый диаметр ведущего шкива мм, по табл. 5.4 в зависимости от вращающего мамента на валу двинателя , Н·м(см. Табл. 2.5)и выбраного сечения ремня.

<30

=63

Задаться расчетным диаметром ведущего шкива .

В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше из стандартного ряда чисел (см. табл. К40).

Определить диаметр ведущего шкива , мм:

= (1-ɛ),

где u- передаточное число открытой передачи(см. табл.2.5);

ɛ-коэффициент скольжения

= =633,6 (округляем до 630)

Полученное значение до ближайшего стандартного по таблК40.

Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного u.

= ; = 100% ≤ 5%

= =3,18

= 100=0,625%

Определить ориентировочное межосевое расcтояние a, мм.

a≥ 1,55( + )

a≥ 1,55( + ) =1245

Определить расчетную длину ремня l мм

l= + ( + )+

Значение l округлить до ближайшего стандартного по табл К31

l= + ()+ =4000

Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной длине

a= {2 l- ) +√[2 l- ) }

a= {2 · 4000 - )+√[2 · 4000 - ) }=1331

Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива град:

=180-57 ≥150

=180-57(630-200)=160,31 >150

Определить скорость ремня u м/с:

u= /(60· )≤[ v ]

где диаметр ведущего шкива и его частота вращения об/мин

[ v ]-допускаемая скорость м/с [ v ]=45 м/с для поликлиновых ремней

u= /(60· )=3,093 ≤ 40

Определить частоту пробегов ремня U

U= l / v ≤ [U]

Где [U] = 15 допускаемая частота пробегов

U=4/1,093= 1,29

определить допускаемую удельную окружную силу [ ], Н/ [ ]=[ ]

Где ]- допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/ . Определяется по таблице.5.1 интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива, С- поправочные коэффициенты.

=1

=0,94

=1,035

=0,9

=1,2

=0,85

[ ]=1,92 =1,7 Н/

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 392

Определяем ширину ремня b, мм:

b=

b= =149,4

Принимаем z=160

Площадь поперечного сечения ремня A,

A= b

A=2,8 =448

Определить силу предварительного натяжения , Н

Плоского ремня

=A

=448 =896

Определить окружную силу, передаваемую плоским ремнем . H:

= · / v

Где значение кВт и v м/с

= · /1,093 =711,3

Определить силы натяжение ведущей и ведемой ветвей

Для плоского ремня:

=

=

=896+711,3/2=251,65

=896-711,3/2=540,35

Определить силу давления на вал , Н

=2 sin

=2·896·sin =1765.6

 

 

Проверочный расчет

Проверяем прочность плоского ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви Н/

= + ≤[

где - напряжение растяжения Н/

= +

=

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

896

=711,3

b=149,4

A=448

+ =2,79

= – напряжение изгиба

= =1,26 Н/

 

= p · - напряжение от центробежных силы Н/

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

P = 1100 кг/ – для плоский ремней

=8 H/ - для плоских

= 0,01

= + =4,06 < 8

 

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

РАЗДЕЛ 6

НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи [1;с.96]

 

= = = = 2469,66 H

= = = 2469,66 = 898,06 H

= = ∙tg = 415,94 H

 

6.2 Консольные силы [1;с.96]

На тихоходном валу:

= 1765,6 H

На быстроходном валу: [1;с.97]

=125 = 2102,45 H

 

 

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

РАЗДЕЛ 7

Проектный расчет валов

Тихоходный вал

Для шестерни 40Х

Для колёс 40X

Под элемент открытой передачи: [1;с.108]

(6.1)

= = 52,10 мм

= 10 Н/ - для быстроходного вала

(6.2)

= = 57,31 мм – под шкив

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

(6.3)

мм

(6.4)

Принимаем 50 мм (подшипник 7310).

мм

Под шестерню:

(6.5)

мм

- определить графически на эскизной компоновке

=60

Под подшипник:

= 46,95 мм

=39.54 мм

 

= +3f=50+3 2=56

 

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

 

Рисунок 7.1 – Вал-шестерня цилиндрическая

 

 

Быстроходный вал

 

 

Под полумуфту: [1;с.108]

(6.6)

= = 29.84 мм

(6.7)

= 20 Н/ - для тихоходного вала

= = 38,792 мм – под полумуфту

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

(6.8)

мм

(6.9)

Принимаем 35 мм (подшипник 7307).

мм

(6.10)

Под колесо:

мм

- определить графически на эскизной компоновке

Под подшипник:

= 35 мм

17 мм – для шариковых подшипников

Изм.

Лист сь № докум.

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392

 

Рисунок 6.2 – Вал колеса

РАЗДЕЛ 8