3. Расчет передач привода
3.1 Расчет передачи конической прямозубой.
3.1.1 Выбор материала, термообработки и твердости зубчатых колес.
В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требованиям к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления.
-
Звено
Материал
Тип термообр.
Твердость
Шестерни
Сталь 45
Улучшение
260НВ1
Колеса
Сталь 45
Улучшение
235НВ2
3.1.2
Эскиз передачи.
Рис. 3 Эскиз передачи конической.
Зубья колес из улучшенных сталей хорошо прирабатываются и не подвержены
хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность.
Предел текучести: σт1=650 МПа;
σт2=540 МПа;
3.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны
где σнlim – предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
Sн – коэффициент безопасности. Для зубчатых колес с однородной структурой (улучшение) материала Sн =1,1.
σнlimB=2НВ+70;
σнlimB1 = 2∙260+70=590 Н/мм2;
σнlimB2 =2·235+70=540 Н/мм2.
KHL – коэффициент долговечности
где NHO – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.
NHO=30HB2.4
NHO1=30HB12.4=30∙2602.4=18752418.6382
NHO2=30HB22.4=30∙2352.4=14712420.33 (3.21)
NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.
Для ступенчатой нагрузки:
,
(3.22)
где n – частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин;
c – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его
оборот, с=1.
t∑ работы передачи согласно графику нагрузки
,
- срок службы
передачи, годы;
- коэффициент
использования передачи в течение года;
-
коэффициент использования передачи в
течение суток.
.
(3.23)
;
(3.24)
.
,
При
для переменной нагрузки принимают
значения.
Принимаем
Принимаем
Пределы контактной выносливости: (3.25)
Н/мм2;
Н/мм2.
Допускаемые контактные напряжения:
Н/мм2;
Н/мм2.
Допускаемые напряжения для зубьев шестерни и колеса различные ввиду разной твердости поверхности. В качестве расчетного принимается меньшее значение. Принимаем σн =441,8 Н/мм2.
3.3.5 Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на
усталостный изгиб.
,
(3.26)
где
- предел выносливости зубьев при изгибе,
соответствующий
эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
SF - коэффициент безопасности.
,
-
предел выносливости при изгибе,
соответствующий базовому числу циклов
изменения напряжений, Н/мм2.
-коэффициент
долговечности
(3.27)
;
(3.28)
Для зубчатых колес с твердостью Н ≤ НВ350, mF = 6,
При
< 1 принимается KFL
=1;
NFO - базовое число циклов перемены напряжений
;
NFE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.
(3.29)
Принимаем
;
Принимаем .
Н/мм2;
Н/мм
Допустимые значения напряжений на усталостный изгиб: (3.30)
Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению:
,
(3.31)
где σТ – предел текучести материала при растяжении, Н/мм2;
3.3.6 Коэффициенты концентрации нагрузки.
По ГОСТ 21334-75 установлено 7 основных схем расположения элементов
передач относительно опор. Для передачи 3-4 принимаем схему 2. Для выбора
коэффициентов
рассчитываем параметр
.
,
КВС=В/С=0,285.
где:
- передаточное
число рассчитываемой передачи.
Тогда
из графиков, ориентируясь по рисунку
5.1. /4.стр.22/ при
и
,
определяем значения коэффициентов
концентрации нагрузки.
;
.
3.2.3.2.Динамические коэффициенты.
Значения
коэффициентов
и
выбирают в зависимости от окружной
скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости .
При расчете прямозубых конических передач степень точности принимается на
одну меньше фактической .
Окружную скорость определяем по формуле 5.4 /4.стр.23/:
,
где
-
частота вращения шестерни рассчитываемой
пары колёс, 1/мин;
-
вспомогательный коэффициент;
- момент на колесе
рассчитываемой пары, Нм.
По
табл.5.1. /4.стр.23/ принимаем
.
м/с;
По табл.5.2 /4.стр.24/ принимаем для передачи 3-4 7-ю степень точности.
Коэффициент принимаем по табл.5.3 /4.стр.25/,
.
Коэффициент принимаем по табл.5.4 /4.стр.26/,
.
;
.
3.2.4.Геометрические параметры.
3.2.4.1. Определение диаметра внешнего делительного колеса.
По формуле (2.1) /5.стр.11/ определяем :
(3.48)
где
-крутящий
момент на валу колеса,
-допускаемое
контактное напряжение,
мм
Принимаем
=239
мм. округляем до 250мм
3.2.4.2 Определяем модуль на внешнем делительном конусе.
Предварительно
зададим число зубьев шестерни
и определим число
зубьев
колеса
(3.49)
внешний окружной
модуль.
(3.50)
3.2.5 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.
(3.51)
Н/мм2
Н/мм2.
3.3 Определение основных размеров и сил в зацеплении.
Таблица 3.3.8 Основные размеры и силы в зацеплении
-
Наименование
Формула
Значение
Число зубьев шестерни
z1
23
Число зубьев колеса
z2
69
Модуль зацепления
Внешний делительный диаметр, мм
Углы делительных конусов
Внешнее конусное расстояние, мм
Длина зуба, мм
Среднее конусное расстояние, мм
Средний окружной модуль, мм
Средний делительный диаметр, мм
Внешняя высота головки, мм
Внешняя высота ножки зуба, мм
Угол головки зуба
Угол ножки зуба
Внешний диаметр вершин, мм
Окружная сила в зацеплении, Н
Радиальная сила на колесе (осевая на шестерне), Н
Осевая сила на колесе (радиальная на шестерне), Н
Выполняем проверочные расчеты
3.3.9.1 Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
(3.39)
где YFH – коэффициент прочности зубьев, который определяется по таб. 6.4 /1/ в зависимости от эквивалентного числа зубьев:
YFH1=3,99
YFH2=3,75
Проверочный расчет по предельным напряжениям изгиба
(3.40)
Отношение
выбирается по схеме нагрузки.
=2
Проверочный расчет по контактным напряжениям для предотвращения пластических деформаций
(3.41)
