ІІ варіант термообробки

Беремо для колеса сталь 40Х термообробка: поліпшення;

для шестерні – сталь 40Х термообробка поліпшення та гарантування ТВЧ.

Шестірня: HRC 45...50, σ = 750 MПа / 1, табл. 2.1/.

Колесо: НВ 235...262, σ = 640 MПа / 1, табл. 2.1/.

Допустимі напруження.

Число циклів зміни напружень:

для колеса: N = 573· W · L = 573· 5· 12000 = 34,38 · 10 цикл;

для шестерні: N = U· N = 4· 34,38· 10 = 137,52 · 10 цикл.

Число циклів зміни напружень, якому відповідає межа контактної витривалості, визначаємо за графіком:

для шестерні: HRC = 0,5· (45 + 50) = 47,5; Nно = 70· 10 цикл;

для колеса: HB = 0,5· (235 + 262) = 248,5; Nно = 17· 10 цикл.

Коефіцієнти довговічності:

для колеса: так, як N > N (34,38· 10 > 17·10 ), N > N (34,38·10 > 4·10 ),

то приймаємо K = 1,0; K = 1,0;

для шестерні:

так, як N > N (137,52·10 > 70·10 ), N > N (137,52·10 > 4· 10 ),

то приймаємо K = 1,0; K = 1,0.

Допустимі контактні напруження і напруження вигину, які відповідають числу циклів N і N / 1, табл. 2.2/:

для колеса: [σ] = 1,8· HB_CP + 67 = 1,8· 248,5 + 67 = 514,3 МПа;

[σ] = 1,03· HB = 1,03· 248,5 = 256 МПа;

для шестерні: [σ] = 14· HRC_CP + 170 = 14· 47,5 + 170 = 835 МПа;

[σ] = 310 МПа.

Допустимі контактні напруження і напруження вигину з обліком часу роботи передачі:

для колеса: [σ] = K_HL · [σ]_HO = 1,0· 514,3 = 514,3 МПа;

[σ] = K_FL · [σ]_FO = 1,0· 256 = 256 МПа;

для шестерні: [σ] = K_HL · [σ]_HO = 1,0· 835 = 835 МПа;

[σ] = K_FL · [σ]_FO = 1,0· 310 = 310 МПа.

При розрахунку зубчастих передач циліндричних косозубих, шевронних і конічних із круговим зубом у розрахункову формулу підставляють при ІІ варіанті Т.О. допустиму середню контактну напругу:

[σ] = 0,45· ([σ] + [σ] ).

Ця напруга не повинне перевищувати:

для циліндричних косозубих і шевронних коліс 1,23 [σ] ].

Розрахунок передачі ведемо за середнім допустимим контактним напруженням:

[σ] = 0,45· ([σ] + [σ] ) = 0,45· (835 + 514,3) = 607,2 МПа.

Умова [σ] 1,23 [σ] виконується:

607,2 МПа < 1,23· 514,3 МПа;

607,2 МПа < 632,6 МПа.

Міжосьова відстань.

ψ_а приймають залежно від положення коліс щодо опор:

ψ_а

При симетричному розташуванні...……………..…......0,4...0,5

При несиметричному розташування...…….……......0,25...0,4

При консольному розташування одного

або обох коліс...……………………………………………0,2…0,25

Для шевронних передач...………………………….……0,4…0,63

Менше значення ψ_а приймають для передач із твердістю зубів коліс ≥HRC_ср45.

Значення ψ_а приймають із ряду стандартних 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63.

Беремо ψ = 0,315 / 1, с. 13/, тоді:

ψ = 0,5· ψ · (U + 1) = 0,5· 0,315 · (2,5 + 1) = 0,55.

а K · (U + 1) · ;

К_а=4950 – для прямозубих коліс; К_а=4300 – для косозубих і шевронних.

де К = 4300 для косозубих передач;

К = 1,025 – коефіцієнт концентрації навантаження [табл. 3.1.].

Таблица 3.1.

а = 4300· (2,5 + 1) · = 0,126 м.

Обчислену міжосьову відстань а_w округляють у більшу сторону до стандартного:40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 220,250, 280, 315 мм.

Беремо а = 140 мм.

Попередні розміри колеса:

d = = = 200 мм,

b = ψ · а = 0,315·140 = 44, 1 мм.

Округляємо до більшого числа b,мм зі стандартного ряду з таблиці нормальних лінійних розмірів:

Таблица 3.2.Нормальні лінійні розміри

Беремо b = 45 мм.

Модуль передачі:

m ;

Коефіцієнт К_m приймають для коліс: прямозубих – 6,8; косозубих – 5,8; шевронних -5,2.

де К = 5,8 – для косозубих передач / 1, с. 13/.

m = = 1,5∙10 м.

Значення модуля передачі, отримане розрахунком, округляють у більшу сторону до стандартного з ряду чисел:

1-й ряд 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

m, мм

2-й ряд 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

При виборі модуля 1-й ряд варто зволіти іншому.

Беремо m = 2 мм.

Мінімальний кут нахилу зубів: (для прямозубих передач не розраховується, для шевронних - = 35 ).

,

= 0,9841.

Сумарне число зубів:

Z = = = 137, 8;

Беремо Z = 138.

Дійсний кут нахилу зубів: = arccos = arcos = 9 41 46 .

Число зубів шестерні та колеса.

Число зубів шестерні:

Z = = = 39, 4.

БеремоZ = 39.

Число зубов колеса:

Z = Z – Z = 138 – 39 = 99.

Фактичне передаточне число:

U = = = 2, 54.

Відхилення:

ΔU = ·100 % = ·100 % = 1,6 % < [ΔU] = 3 %.

Діаметри коліс.

Ділильні діаметри:

d = = = 79,13 мм;

d = = = 200,87 мм.

Фактична міжосьова відстань:

а = = = 140 мм.

Діаметри окружностей вершин та впадин зубів:

шестерні: d = d + 2· m = 79,13 + 2· 2 = 83,13 мм;

d = d – 2, 5· m = 79, 13 – 2, 5· 2 = 74, 13 мм;

колеса: d = d + 2· m = 200,87 + 2 · 2 = 204,87 мм;

d = d - 2, 5· m = 200, 87 – 2, 5· 2 = 195, 87 мм.

Придатність заготовки коліс:

D = d + 6 = 83, 13 + 6 = 89, 13 мм < D = 125 мм.

Беремо колесо з виточками:

C = 0,5· b = 0,5· 45 = 22,5 мм;

S = 8· m = 8· 2 = 16 мм < S = 80 мм.

Сили, діючі в зачепленні.

Окружна сила:

F = = = 2987 H.

Радіальна сила:

F = = = 1103 H.

Осьова сила: F = F · tgβ = 2987· tg 9 41 46 = 510,38 H. (немає у прямозубої та шевронної передачах).

Перевірка зубів коліс по напруженням вигину.

Коефіцієнт ψ = = = 0,57.

Окружна швидкість колеса:

V = 0, 5 · W · d = 0, 5 · 5 · 200,87· 10 = 1,1 .

Призначаємо 9 – у ступінь точності передачі [табл.3.3.].

Таблица 3.3.

σ ;

де К = 1,0 – коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження проміж зубів;

Для прямозубих коліс приймають К_Fα = 1; для коліс з β>0°:

К_Fα …………………………………0,72 0,81 0,91 1,0

Ступінь точності………..…… 6 7 8 9

У – коефіцієнт, що компенсує похибки, які виникають із – за використовуваної розрахункової схеми зуба.

У

К = 1,05 – коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження по довжині зуба [табл. 3.4];

Таблиця 3.4.

К = 1,2 – коефіцієнт динамічної дії навантаження;

Значення коефіцієнта К_FV приймають:

для прямозубих коліс:

при твердості зубів НВ ≤350……………….1,4

при твердості зубів НВ >350……………….1,2

для косозубих коліс:

при твердості зубів НВ ≤350……………….1,2

при твердості зубів НВ >350……………….1,1

У – коефіцієнт форми зуба.

Z = 182;

Беремо У = 3,61 [табл. 3.5. ];

Таблиця 3.5.

Z 40,7.

Беремо У = 3,7[табл. 3.5.].

Напруження вигину в зубах колеса та шестерні:

σ = 140 ·10 Па = 140 МПа < [σ] = 256 МПа;

σ = = = 143,5 МПа < [σ] = 294 МПа.

Міцність на вигин зубів забезпечена.

Перевірка зубів колеса за контактними напруженнями.

Розрахункове контактне напруження:

Для косозубых и шевронных передач:

σ ,

Для прямозубих передач:

σ ,

σ ,

де К = 1,1– коефіцієнт розподілу навантаження проміж зубів;

для прямозубих коліс К_Hα =1,0; для косозубих і шевронних коліс К_Hα =1,1.

К = 1,026 – коефіцієнт концентрації навантаження [табл. 3.1] ,(стор.13);

К = 1,1 – коефіцієнт динамічного навантаження.

Значення коефіцієнта К_HV приймають:

для прямозубих коліс:

при твердості зубів НВ ≤350……………….1,2

при твердості зубів НВ >350……………….1,1

для косозубих коліс та шевронних коліс:

при твердості зубів НВ ≤350……………….1,1

при твердості зубів НВ >350……………….1,05

σ = = 453 МПа < [σ] = 514,3 МПа.

Недовантаження:

Δσ = = 12 %,

що недопустимо недовантаження max 10 %.

Недовантаження передачі, що допускається, (σ < [σ ]) не більше 10% і перевантаження (σ > [σ ]) до 5%. якщо умова міцності не виконується змінити ширину вінця колеса b₂. Якщо ця міра не дасть належного результату, то або треба збільшити міжосьову відстань а_w. або призначити інші матеріали коліс або іншу термообробку, перерахувати контактні напруги, що допускаються, і повторити розрахунок передачі.

Дата добавления: 2015-07-13; Просмотров: 261; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы!