Определение мощности на приводном валу

 

Продолжение таблицы 3

1	2	3	4	5
4A112MB8Y3	3,0	2,2	32
4A132S8Y3	4,0		38
4A132M8Y3	5,5		38
4A160S8Y3	7,5		48
4A160M8Y3	11,0		48
4A180M8Y3	15,0	2,0	55
4A200M8Y3	18,5		60
4A200L8Y3	22,0		60
4A225M8Y3	30,0		65

 

 

2.3. Кинематический расчет привода

Определим передаточное число редуктора по отношению частот вращения входного и выходного валов

Полученное значение лежит в  рекомендованных для одноступенчатых  передач пределах (1,6 – 8). По таблице 4 принимаем ближайшее стандартное  значение по СТ СЭВ 229-75 (первый ряд) u=5 и уточняем частоту вращения тихоходного вала редуктора

.

При этом угловые скорости вращения валов рассчитаем по формулам:

;

                                      

Вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах (с учетом к. п. д.) соответственно:

; .

 

Таблица 4

Стандартный ряд  передаточных отношений редукторов (СТ СЭВ 229-75)

1 ряд	1	1,25	1,6	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0	6,3	8,0
2 ряд	1,12	1,4	1,8	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1	9,0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет параметров зубчатых колес

Основной причиной выхода из строя  зубчатых колес является повреждение  активных поверхностей зубьев в результате развития усталостного выкрашивания. В расчетах прочности вводят ограничения  по контактным напряжениям, допустимые величины которых определяются на основании механических свойств материалов зубчатых колес.

3.1. Определение механических свойств материалов

Традиционными материалами, применяемыми для изготовления зубчатых колес  являются конструкционные углеродистые и легированные стали (см. табл. 5). В  технологическом процессе изготовления зубчатых колес и валов предполагается термическая обработка заготовок, которая изменяет механические свойства их материалов, в частности, твердости поверхности НВ или HRC. Так при нормализации ("Н") или улучшении ("У") твердость заготовки не превышает НВ 350, а при закалке "З" и цементации "Ц" или азотировании поверхности достигается большая твердость НВ> 350 (HRC 56 –63). При твердости НВ<350 с целью улучшения условий контактной прочности принимают материал для шестерни (меньшего по диаметру колеса) на 10 –30 единиц выше, чем для колеса.

В процессе термической обработки механические свойства материалов, как правило, неравномерны по толщине заготовки и по этой причине для детали в целом они определяются диаметром ее заготовки (см. табл. 5).

По марке материала шестерни, приведенной в задании (см. табл. 1), выбираем для шестерни сталь 45 с термообработкой нормализацией НВ 200, а для колеса тоже сталь 45 с термообработкой нормализацией (см. табл. 5) НВ 180.

Примем предварительно: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм, а для  колеса до 400 мм. При этом на основании таблицы 5 имеем:

- для материала шестерни: предел  текучести  =300 МПа, предел прочности =590 МПа;

- для материала колеса: предел  текучести  =280 МПа, предел прочности =550 МПа.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 5

Механические характеристики некоторых  материалов зубчатых колес

 

Марка стали	Диаметр заготовки, мм	Предел прочности, МПа	Предел текучести, МПа	Твердость, НВ, (НRC)	Термообработка
Ст 45	до 100 100-300 300-500	590 570 550	300 290 280	167-217	Нормализация
	до 100 100-300 300-500	780 730 690	440 390 340	207-250 194-222 180-207	Улучшение
40Х	до 60 100-200 200-300 300-600	980 760 740 690	790 490 490 440	200-230	Нормализация
	до 120 120-150 150-180 180-250	930 880 830 780	690 590 540 490	253-285 243-271 230-257 215-243	Улучшение
30ХГС	до 60 100-160 160-250	980 890 790	840 690 640	215-229	Нормализация
30ХГТ	до 60   60-100   100-150	1100   900   850	800   750   700	300 (56-63 HRC) 270 (56-63 HRC) 240 (56-63 HRC)	Цементация +закалка +низкий отпуск

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса. Для чего по заданной долговечности t=15000 час. (см. табл. 1) определяем число рабочих циклов:

- шестерни  60*1440*15000=129,6*10 ⁷;

- колеса  60*288*15000=25,92*10 ⁷.

При > 10 ⁷ принимаем коэффициент долговечности = 1, в противном случае его определяют по следующей формуле:

.

Коэффициент безопасности для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при закалке принимают =1,1 – 1,2, а при поверхностном упрочнении (например, при цементации) =1,2 – 1,3.

Примем  =1,2.

Допускаемые контактные напряжения для  материалов зубчатой передачи определяются по формуле

,

где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (табл. 6).                                                           

                                                                                                                 Таблица 6

Предел контактной выносливости при  базовом числе циклов

= 10⁷

(ГОСТ 2.309 –73)

Термическая и термохимическая  обработка	Твердость поверхности зубьев	,МПа.	Сталь
Нормализация и улучшение	£350 НВ	2 НВ +70	Углеродистая
Объемная закалка	40 –50 НRC	17 HRC +100
Поверхностная закалка	40 –56 НRC	17 HRC + 200
Цементация или нитроцементация	40 – 56 HRС	23 HRC	Легированная
Азотирование	550 – 750 HV	1050
НВ – твердость  по Бринелю; HRC – твердость по Роквеллу; HV – твердость по Виккерсу.

 

По таблице 6 принимаем  при НВ£350 НВ = 2 НВ +70, тогда:

- для шестерни  = 2*200+70 = 470 МПа;

= 470*1 / 1,2 = 391,67 МПа;

- для колеса  = 2*180+70 = 430 МПа.

            = 430*1 / 1,2 = 358,33 МПа;

3.2. Расчет параметров передачи

Основные размеры цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления определяются параметрами венца: числом зубьев z, модулем m, коэффициентом смещения x в соответствии с ГОСТ 13755 –81 (СТ СЭВ 308-76).

Введем коэффициент, учитывающий  динамичность нагрузки и неравномерность  зацепления и определим межосевое расстояние (см. рис. 7) из условия контактной выносливости и выбранного значения коэффициента ширины колеса = 0,4 (рекомендовано в пределах 0,125 – 0,4) по следующей формуле:

 

Рис. 7. Параметры зубчатого зацепления

 

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 (табл. 7). Принимаем:

=315 мм.

Приближенно оцениваем модуль зацепления

и выбираем по таблице 7:

.

 

 

Таблица 7

Предпочтительные значения параметров зубчатых зацеплений и валов

Межосевые расстояния	Ряд 1	40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 600; 700
	Ряд2	71; 90; 112; 140; 180; 225; 280; 355 ; 450; 560; 710
Модуль зацепления	Ряд 1	1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20
	Ряд2	1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18
Коэффициент ширины колеса		0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8
Диаметры валов (СЭВ 514-77)		10;10,5; 11; 11,5; 12; 13; 148 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130; 140; 150; 160…

 

Определяем суммарное число  зубьев шестерни и колеса

,

а также отдельно для быстроходной ступени передач

(с учетом округления  ) и тихоходной ступени

(с учетом округления  ). После чего уточняем передаточное число, изменившееся из-за округлений числа зубьев до целых значений:

.

Основные размеры шестерни и  колеса вычислим с учетом следующих  соотношений:

- делительные диаметры:

;

;

- диаметры вершин зубьев:

;

;

- ширина колеса прямозубой передачи  при  =0,4

;

- ширина шестерни

,

где 4 мм задано превышение ширины шестерни над колесом;

- диаметры окружностей впадин:

;

;

- коэффициент ширины шестерни  по диаметру

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы

 

1. Курсовое проектирование  деталей машин /Под общ. ред.  В.Н. Кудрявцева. – Л.: Машиностроение, 1984. – 400 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. – М.: Машиностроение. 1979. Т. 1. 728 с.; Т. 2. 559 с. ; Т. 3. 557 с .

3. Кудрявцев В.Н. Детали машин. Л.:Машиностроение, 1980 . 464 с.

4. Гжиров Р.И. Краткий справочник  конструктора. – Л.: Машиностроение. 1983 . – 464 с.