2.Расчет первой ступени (1). 2. 1 Расчет первой ступени редуктора
 Скачать 2.18 Mb.
|
|
2.1 Расчет первой ступени редуктора Выбираем материал для изготовления шестерни и колеса (табл. Твердость колеса на 20-30 единиц меньше, чем твердость шестерни, т.к. шестерня испытывает большее количество циклов нагружения. При выборе материала, твердости и вида термической обработки следует учитывать - при мощности на рабочем валу машины до 10 кВт – НВ допри мощности на рабочем валу машины до 50 кВт – НВ 320-400; - при мощности на рабочем валу машины свыше 50 кВт – НВ 400-500. Принимаем - шестерня Сталь 45 ГОСТ 1050-2013, термообработка – улучшение, НВ=350; - колесо Сталь 45 ГОСТ 1050-2013, термообработка – улучшение, НВ=320. Так как твердость поверхности зубьев колеса меньше, чем твердость поверхности зубьев шестерни, дальнейший расчет по контактным напряжениям будем производить для зубчатого колеса. 𝜎 𝐻2 = 𝜎 𝐻𝑂2 ∙ 𝐾 𝐻𝐿 𝑆 𝐻 2.1 НО – предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа (табл. 6.1). K HL – коэффициент долговечности S H – коэффициент безопасности. 𝜎 𝐻𝑂2 = 2 ∙ 𝐻𝐵 2 + 70 2.2 𝜎 𝐻𝑂2 = 2 ∙ 320 + 70 = 710 МПа Если твердость поверхности зубьев <НВ 550, а частота вращения n>8,3 об./мин., то коэффициент долговечности K HL =1. (или рассчитывают по формуле 6.2, стр, выбрать значение коэффициента можно на стр. Н - коэффициент безопасности. Для зубчатых колес с однородной структурой материала, полученных нормализацией или улучшением Нс поверхностным упрочнением зубьев Н. 𝑎 = 𝐾 𝑎 ∙ 𝑈 1−2 + 1 ∙ 𝑀 2 ∙ 𝐾 𝐻𝛽 𝑈 1−2 2 ∙ 𝜓 𝑏𝑎 ∙ 𝜎 𝐻2 2 3 (2.3) • K a – коэффициент формы зуба, равен 430 для косозубой передачи или 495 – для прямозубой; • U 1-2 – передаточное отношение первой ступени редуктора, U 1-2 =2,5; М – крутящий момент на промежуточном валу, МН м • K Hβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, подбирается в зависимости от ψ bd ; • ψ bd – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра • ψ ba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, зависит от расположения колес (табл. В зависимости от наших условий несимметричное расположение колеса, твердость НВ<350), принимаем для дальнейших расчетов ψ ba =0,315. Тогда 𝜓 𝑏𝑑 = 0,5 ∙ 𝜓 𝑏𝑎 ∙ 𝑈 1−2 + 1 (2.4) 𝜓 𝑏𝑑 = 0,5 ∙ 0,315 ∙ 2,5 + 1 = 0,55 Для дальнейших расчетов примем K Hβ =1,06. Подставим все численные значения в формулу (2.3). 𝑎 = 430 ∙ 2,5 + 1 ∙ 538 ∙ 1,06 2,5 2 ∙ 0,315 ∙ 645,5 2 3 = 133.3 мм 𝑚 = 0,01 ÷ 0,02 ∙ 𝑎 (2.5) 𝑚 = 0,01 ÷ 0,02 ∙ 133 𝑚 = 1,33 ÷ 2,66 Выбираем стандартное значение модуля и согласуем с ГОСТ 9563-60 (фрагмент первый ряд - 0.5, 0.6, 0.8, 1.0, 1.5, 2.0, 2.5, 3, 4 ... второй ряд - 0.55, 0.7, 0.9, 2.25, 3.5, 4.5, 5.5, 7, 9... Примечание. Первый ряд предпочтительнее второго. Для дальнейших расчетов принимаем m=2 мм. 𝑧 Σ = 2 ∙ 𝑎 𝑚 ∙ cos 𝛽 (2.6) где β – предварительный угол наклона линии зуба, β=10˚ 𝑧 Σ = 2 ∙ 133 2 ∙ cos 10 ˚ = 130,98 = 131 Принимаем z Σ =131. 𝑧 1 = 𝑧 Σ 𝑈 1−2 + 1 (2.7) 𝑧 1 = 131 2,5 + 1 = 37,4 = 37 𝑧 2 = 𝑧 1 ∙ 𝑈 1−2 (2.8) 𝑧 2 = 37 ∙ 2,5 = 92,5 = 93 Тогда общее число зубьев передачи составит 𝑧 Σ = 𝑧 1 + 𝑧 2 (2.9) 𝑧 Σ = 37 + 93 = 130 𝑈 1−2 ′ = 𝑧 2 𝑧 1 2.10 𝑈 1−2 ′ = 93 37 = 2.51 ≈ 2.5 𝑎 = 0,5 ∙ 𝑧 1 + 𝑧 2 ∙ 𝑚 cos 𝛽 (2.11) 𝑎 = 0,5 ∙ 37 + 93 ∙ 2 cos 10˚ = 132 мм По ГОСТ 2185-66, принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. Первый ряд (предпочтительный 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315... Второй ряд 140, 180, 225, 280, 355... Для дальнейших расчетов принимаем a=140 мм. 𝛽 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠 0,5 ∙ 𝑧 1 + 𝑧 2 ∙ 𝑚 𝑎 (2.12) 𝛽 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠 0,5 ∙ 37 + 93 ∙ 2 140 = = arccos 0,92857 = 21˚78′′ ≈ 22˚ 𝜎 𝐻2 = 6160 ∙ 𝑧 𝐻 ∙ 𝑧 𝜖 𝑎 ∙ 𝑀 2 ∙ 𝑈 1−2 + 1 3 ∙ 𝐾 𝐻𝛼 ∙ 𝐾 𝐻𝛽 ∙ 𝐾 𝐻𝑉 𝑏 2 ∙ 𝑈 1−2 2 (2.13) Н – коэффициент формы сопряженных зубьев z ε – коэффициент суммарной длины контактных линий Н – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями Н – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца K HV – коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении b 2 – ширина венца зубчатого колеса, мм. 𝑧 𝐻 = 2 ∙ cos 𝛽 sin 2𝛼 (2.14) где α – угол зацепления, α=20˚. 𝑧 𝐻 = 2 ∙ cos 22˚ sin 2 ∙ 20˚ = 1,698 ≈ 1,7 𝑧 𝜀 = 1 𝜀 𝛼 (2.15) где ε α – коэффициент торцевого перекрытия. 𝜀 𝛼 = 1,88 − 3,2 ∙ 1 𝑧 1 + 1 𝑧 2 ∙ cos 𝛽 (2.16) 𝜀 𝛼 = 1,88 − 3,2 ∙ 1 37 + 1 93 ∙ cos 22 ˚ = 1,63 𝑧 𝜀 = 1 1,63 = 0,78 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями Н. Для прямозубых передач Н. Для косозубых передач K Нα выбирают из таблицы 6.6 в зависимости от окружной скорости передачи. 𝑉 = 𝜋 ∙ 𝑧 2 ∙ 𝑚 ∙ 𝑛 2 60 ∙ 1000 (2.17) 𝑉 = 3,14 ∙ 93 ∙ 2 ∙ 390,8 60 ∙ 1000 = 3,8 мс При 8 степени точности и окружной скорости 3,8 мс, Н. |