Методическое пособие 781
.pdf9550 2,2
Tв х 2850 7,37 Нм.
– входной вал
|
Tвх |
9550 |
|
Nвх |
||
|
|
nвх |
|
|
||
|
|
|
|
|
||
Tв х |
9550 2,07 |
|
16,2 Нм. |
|||
|
|
|
|
|||
|
1224 |
|
||||
|
|
|
|
|
– выходной вал
Tвых |
9550 Nвых |
|
nвых |
||
|
Tв ых |
9550 |
1,947 |
38 |
Нм. |
|
|
|
||||
490 |
|||||
|
|
|
Силовые и кинематические параметры привода в установившемся режиме работы окончательно оформляются в виде табл. 5.7.
Таблица 5.7 Силовые и кинематические параметры привода
для окончательно выбранного двигателя
|
Переда- |
Мощ- |
Частота |
Вращающий |
|
Вал |
точное |
ность, |
вращения, |
||
момент, Нм |
|||||
|
число |
кВт |
об/мин |
||
|
|
||||
электро- |
|
2,2 |
2850 |
7,37 |
|
двигателя |
2,328 |
||||
|
|
|
|||
входной |
|
2,07 |
1224 |
16,2 |
|
редуктора |
|
||||
|
|||||
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
выходной |
2,5 |
1,947 |
490 |
38 |
|
редуктора |
|
||||
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
5.3.3. Определение коэффициента режима работы
Ресурс передачи определяется по зависимости t = L 365 Кгод 24 Ксут – (10…25%), (час)
161
где L – число лет работы передачи;
Кгод – коэффициент использования передачи в течение
года;
Ксут – коэффициент использования передачи в течение суток;
10…25% – время необходимое на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни.
t = 5 0,6 365 24 0,3 – 10% = 7096 час.
5.3.4. Расчёт зубчатых передач
Расчёт зубчатых закрытых передач производится в два этапа. На первом этапе выполняется проектный расчёт, согласно которому по допускаемым контактным напряжениям определяются геометрические параметры взаимодействующих зубчатых колёс. В процессе этого выбираются табличные значения, некоторые из вычисленных величин округляются до стандартных значений. Проверочный расчёт, выполняемый на втором этапе, окончательно подтверждает правильность или указывает на неверно выбранные значения, а также определяет соотношения между расчётными и допускаемыми изгибными напряжениями.
5.3.4.1.Выбор твёрдости, термообработки
иматериала зубчатых колёс
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев при расчете на контактную прочность
|
|
60 nmax |
n |
|
|
|
N |
|
|
Т 3t |
|
, |
|
|
HE |
Тmax3 |
i 1 |
i |
i |
|
где Тmax – максимальный крутящий момент (по графику нагрузки);
tmax – время действия максимального момента; nmax – число оборотов при максимальном моменте.
162
В нашем случае (n1 = n = const, Тmax = Тн) эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни при расчете на контактную прочность
N |
|
60 nвх |
Т 3 |
0,2t |
|
0,7 Т |
H ) |
3 |
|
0,3t |
|
|
0,4 Т |
H ) |
3 0,5t ], |
|||||||||||
НЕ1 |
|
3 |
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
|
Т |
[ |
Н |
|
|
( |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
( |
|
|
|||||||
|
|
Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
или |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
NHE1 = 60 |
|
nвх |
t |
|
(0,2 + 0,73 |
|
0,3 + 0,43 |
|
0,5), |
||||||||||||||||
где n1 – число оборотов шестерни, мин-1; |
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
|
Тн – номинальный крутящий момент шестерни, Нм; |
|||||||||||||||||||||||||
|
t – время работы зубчатой передачи (ресурс), час. |
|||||||||||||||||||||||||
|
NHE1 = 60 |
|
nвх |
t |
|
(0,2 + 0,73 |
0,3 + 0,43 |
|
0,5) |
|||||||||||||||||
|
NHE1 = 60 |
|
1224 |
|
7096 |
(0,2 + 0,73 |
0,3 + 0,43 0,5) = |
|||||||||||||||||||
|
|
= 1,75 |
108 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
Эквивалентное число циклов нагружения для зубьев колеса |
|||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
N |
|
|
|
NHE1 |
. |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
HE 2 |
|
U ред |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
NHE 2 |
1,75 |
108 |
|
7 |
107 . |
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
2,5 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
Эквивалентное число циклов нагружения при расчёте на |
|||||||||||||||||||||||||
изгиб |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
60 nmax |
|
n |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
N |
|
|
|
|
|
|
|
|
Т |
9t |
|
. |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
FE |
|
Тmax9 |
|
|
i |
1 |
|
|
i |
i |
|
|
|
|
|
||||
|
Для шестерни |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
NFE1 = 60 |
nвх |
|
t |
(0,2 + 0,79 |
0,3 + 0,49 0,5). |
||||||||||||||||||||
NFE1 = 60 |
1224 |
7096 |
(0,2 + 0,79 |
0,3 + 0,49 |
|
0,5) = 1,1 108. |
||||||||||||||||||||
|
Эквивалентное число циклов нагружения для зубьев колеса |
|||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
N |
|
|
|
NFE1 |
. |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
FE 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
U ред |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
163
N |
|
1,1 108 |
4,4 107 . |
||
FE 2 |
|
2,5 |
|||
|
|
||||
|
|
|
Материал зубчатой пары выбираем по табл. 5.8. Допускаемые контактные напряжения в зависимости от принятого материала определяют по табл. 5.9, термическая обработка и механические характеристики металла по табл. 5.10.
Принимаем материал шестерни и колеса – сталь 40X. Термообработка – улучшение. Твёрдость шестерни – 280НВ, колеса – 260НВ. в = 790 МПа.
Таблица 5.8
Материалы зубчатых колёс
Шестерня |
Зубчатое колесо |
|
|
|
|
|
35 |
|
|
40Л |
|
45 |
45 |
|
|
45Л |
|
|
Ст5 |
|
|
40 |
|
55 |
45 |
|
45Л |
||
|
||
|
Ст5 |
|
|
55 |
|
40Х |
40Х |
|
|
40ХЛ |
|
45Х |
40Х |
|
45ХН |
40Х |
|
45Х |
||
|
Коэффициент долговечности при расчёте на контактную прочность
164
KH |
6 |
NН lim |
, |
|
|
|
NHЕ
Базовое число циклов, соответствующее пределу вынос-
ливости для шестерни и зубчатого колеса равно NH lim = 107. |
||||||||
Поскольку NНE1 > 107 и NHE2 > 107, то КH = 1,0. |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
Таблица 5.9 |
||
Допускаемые контактные и изгибные напряжения для |
||||||||
|
зубчатых колес [1] |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Группа |
Контактное |
|
Изгибное |
|
[ |
H]max, |
[ F]max, |
|
SHmin |
Flim, |
SF |
||||||
сталей |
Hlim, МПа |
|
МПа |
МПа |
||||
|
МПа |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
40, 45, 40Х, |
|
|
|
|
|
|
2,74 |
|
40ХН, |
2HB + 70 |
|
1,8 HB |
|
|
2,8 т |
||
|
|
|
HB |
|||||
45ХЦ, 35ХМ |
|
|
|
|
|
|
||
|
1,1 |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
||
40Х, 40ХН, |
18HRC |
550 |
|
|
2,8 т |
1400 |
||
|
|
|
||||||
45ХЦ, 36ХМ |
+ 150 |
|
|
|
||||
|
|
1,75 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
55ПП, У6, |
17НRCпов |
|
900 |
|
40HRCпов |
1260 |
||
35ХМ |
+200 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|||
40Х, 40ХН |
17НRCпов + |
1,2 |
650 |
|
|
|
>> |
|
35ХМ, 40Х, |
|
|
40HRCпов |
|||||
200 |
|
550 |
|
1430 |
||||
40ХН |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
||
35ХЮА, |
|
|
12HRCсердц + 300 |
|
|
|
||
38ХМЮА, |
1050 |
|
|
|
|
|
|
|
40Х |
|
|
|
|
|
1000 |
||
>> |
|
|
1,75 |
|
|
|||
40ХФА, |
|
|
40HRCпов |
>> |
||||
40ХНМА |
|
|
|
|
30HRCпов |
|
||
Цементируе- |
|
|
|
|
|
|
|
|
мые стали |
23HRCпов |
|
750 |
1,5 |
40HRCпов |
1200 |
||
всех марок |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
165
Окончание табл. 5.9
Молибдено- |
|
|
|
|
|
|
вые стали |
23HRCпов |
|
1000 |
|
40HRCпов |
1520 |
25ХГМ, |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
25ХГНМ |
|
|
|
|
|
|
Безмолибде- |
|
|
|
|
|
|
новые стали |
23HRCпов |
|
750 |
|
40HRCпов |
1520 |
25ХГТ, |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
30ХГТ, 35Х |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 5.10 |
|
Термическая обработка сталей для зубчатых колес [1] |
||||
|
|
|
|
|
Марка |
B, МПа |
Т, МПа |
Термическая |
|
стали |
обработка |
|||
|
|
|||
|
|
|
|
|
35 |
550 |
270 |
Нормализация |
|
|
|
|
|
|
45 |
600 |
320 |
Нормализация |
|
|
|
|
|
|
45 |
780 |
540 |
Улучшение |
|
|
|
|
|
|
45 |
890 |
650 |
Улучшение |
|
|
|
|
|
|
40Х |
790 |
640 |
Улучшение |
|
|
|
|
|
|
40Х |
900 |
750 |
Улучшение |
|
|
|
|
|
|
40Х |
900 |
750 |
Улучшение + закалка ТВЧ |
|
|
|
|
|
|
35ХМ |
800 |
670 |
Улучшение |
|
|
|
|
|
|
35ХМ |
920 |
790 |
Улучшение |
|
|
|
|
|
|
35ХМ |
920 |
790 |
Улучшение + закалка ТВЧ |
|
|
|
|
|
|
40ХН |
800 |
630 |
Улучшение |
|
|
|
|
|
|
40ХН |
920 |
750 |
Улучшение |
|
|
|
|
|
|
40ХН |
920 |
750 |
Улучшение + закалка ТВЧ |
|
|
|
|
|
|
20ХНМ |
1000 |
800 |
Улучшение + цементация + |
|
закалка |
||||
|
|
|
166
Окончание табл. 5.10
18ХГТ |
1000 |
800 |
Улучшение + цементация + |
|
закалка |
||||
|
|
|
||
12ХНЗА |
1000 |
800 |
Улучшение + цементация + |
|
закалка |
||||
|
|
|
||
25ХГМ |
1000 |
800 |
Улучшение + цементация + |
|
закалка |
||||
|
|
|
||
40ХНМА |
980 |
780 |
Улучшение + азотирование |
|
|
|
|
|
|
35Л |
550 |
270 |
Нормализация |
|
|
|
|
|
|
45Л |
680 |
440 |
Улучшение |
|
|
|
|
|
Определение коэффициента долговечности при расчете на изгиб
KF |
9 |
NF lim |
, |
|
|
|
NFE
Базовое число циклов напряжений NF lim = 4 106. Если NFE ≥ 4·106, то следует принять КF = 1,0.
Для углеродистых и легированных сталей любых марок при HB ≤ 350 (нормализация и улучшение) допускаемые контактные напряжения определяют по зависимости
[σ]H = σH lim KH ZR ZV /SH,
где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения;
KH – коэффициент долговечности;
ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев (для приближенных расчетов ZR = 1,0);
ZV – коэффициент, учитывающий окружную скорость (для приближенных расчетов можно принимать ZV = 1,0);
SH – коэффициент запаса прочности. Для зубчатых колёс при нормализации и объемной закалке SH =1,1. Для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зубьев SH = 1,2.
167
Поскольку допускаемое контактное напряжение для колеса меньше, чем для шестерни, примем его в качестве расчетного. Тогда
[σ]H =(2 260 + 70) 1 1 1 /1,1= 536 МПа.
Допускаемые изгибные напряжения выбирают для двух случаев нагружения.
Одностороннее действие нагрузки (отнулевой цикл)
[ |
|
] |
1,4 |
1 |
K |
|
, |
|
|
|
|
|
|||||
0 |
[n]K |
|
F |
|||||
|
F |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
где [n] – требуемый коэффициент запаса прочности, [n]=1,4…2,2;
КF – коэффициент долговечности при изгибе;
Кσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений у ножки зуба, Кσ = 1,4…1,6;
σ-1 – предел выносливости сталей: для углеродистых сталей σ-1 ≈ 0,43 σВ МПа;
для легированных сталей σ-1≈0,35 σВ +(70…120) МПа.
Переменное направление нагрузки (симметричный знакопеременный цикл)
[1]F [n]K KF
Внашем случае зубчатая передача испытывает одно-
стороннее действие нагрузки, поэтому допускаемое напряжение изгиба 1
|
1,4 (0,35 |
790 100 )1 251 МПа. |
|
0 F |
|
||
1,4 |
1,5 |
|
|
|
|
5.3.4.2. Прочностной расчёт цилиндрических закрытых передач
Вычислим предварительное значение межосевого расстояния
168
aw |
K(U ред |
1)3 |
|
Tвх |
, |
||
U |
ред |
||||||
|
|
|
|
где K – коэффициент зависящий от поверхностной твёрдости зубьев, для твёрдости шестерни и колеса H1 350 HB и H2 350 HB K = 10; Uред – передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора; +(–) – знак, учитывающий внешнее (внутреннее) зацепление; Твх – номинальный крутящий момент на шестерне в Нм.
a |
|
10(2,5 1 3 |
16,2 |
65,3 |
мм. |
|
|
|
|
||||
|
|
|
||||
|
w |
) |
2,5 |
|
|
По найденному предварительному значению межосевого расстояния определим окружную скорость в зацеплении
V |
2 awnвх |
|
, м/с, |
60 103 U |
1) |
||
|
( ред |
|
|
где nвх – частота вращения входного вала редуктора.
V |
2 |
65,3 1224 |
2,4 |
м/с. |
|
|
|
||||
60 103(2,5 1) |
|||||
|
|
|
По табл. 5.11 исследуемая зубчатая передача 8 степени точности.
Таблица 5.11 Рекомендуемая степень точности изготовления зубчатых
передач
Степень точности по ГОСТ |
Окружная скорость V, м/с |
||
|
|
||
1643–81 |
прямозубые |
непрямозубые |
|
|
|||
|
|
|
|
6 (передачи |
до 20 |
до 30 |
|
повышенной точности) |
|||
|
|
||
7 (передачи |
до 12 |
до 20 |
|
нормальной точности) |
|||
|
|
||
8 (передачи |
до 6 |
до 10 |
|
пониженная точности) |
|||
|
|
||
9 (передачи |
до 2 |
до 4 |
|
низкой точности) |
|||
|
|
169
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи
aw ka (U |
3 |
Tв хK А KHvKH KH |
, |
|
|||
ред 1) |
ba[ ]2H U ред |
|
|
|
|
|
где ka = 450 – вспомогательный коэффициент для прямозубых колёс; KА – коэффициент внешней динамической нагрузки, KА = 1,0 (табл. 5.12); KHv – коэффициент внутренней динамики нагружения; интерполируя значения по табл. 5.13 получим KHv = 1,12; KH– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца (рис. 5.17); KH – коэффициент распределения нагрузки между зубьями; по ГОСТ 21354–87 для прямозубых передач KH = 1,0; ba = 0,4 – коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния, выбирается из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в зависимости от положе-
ния зубчатого колеса относительно опор (при симметричном
расположении – ba = 0,315…0,5); [σ]H |
– допускаемое кон- |
тактное напряжение в МПа. |
|
Для определения коэффициента KH |
необходимо вычис- |
лить коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра bd
ba (U 1)
bd |
|
. |
|
2 |
|||
|
|||
|
|
|
|
|
|
0,4(2,5 1) |
0,7 . |
|
||
|
|
bd |
2 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Величина коэффициента KH =1,06 (рис. 5.17). |
||||||||
a |
|
450(2,5 1)3 |
16,2 1,0 |
1,12 |
1,06 1,0 |
63,95 мм, |
||
w |
|
536 |
2 |
2,5 |
||||
|
|
|
0,4 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
Определение ширины венцов:
– зубчатого колеса
170