Знание — сила. Библиотека научных работ.~ Портал библиофилов и любителей литературы ~ |
|
|
Таблица 1
2. Материалы и термическая обработка зубчатых колес Выбор материала зубчатых колес зависит от требований, предъявляемых к размерам и массе передач, а также от мощности , окружной скорости и требуемой точности изготовления колес. Основным материалом для изготовления зубчатых колес большинства машин являются стали. В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса делятся на две группы. Первая группа – колеса с твердостью <НВ 350. Применяются в мало- и средненагруженных передачах. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 45, 65, 50Г, 65Г, легированные стали 40Х, 40ХН, 40ХГР и др. Термообработка-улучшение производится до нарезания зубьев. Колеса с твердостью <НВ 350 хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению. Для равномерного износа зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни должна быть на 20…25НВ больше твердости колеса. Колеса с твердостью <НВ 350 широко используются в мало- и средненагруженных передачах, в условиях индивидуального и мелкосерийного производства. Вторая группа – колеса с твердостью > НВ350 (при твердости Ю НВ350 твердость материала измеряется по шкале Роквелла: 10 НВ=1 HRC). Применяются в тяжело нагруженных передачах. Высокая твердость рабочих поверхностей зубьев достигается объемной и поверхностной закалкой, цементацией. Эти виды термообработки позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшенными сталями. В качестве материала выбираем сталь Ст.45 (улучшение). Из справочных данных находим твёрдость по Бри Нелю: 3. Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических и конических зубчатых передач Экспериментом установлено, что контактная прочность рабочих поверхностей зубьев определяется в основном твёрдостью этих поверхностей. Допускаемые контактные напряжения для расчётов на выносливость при длительной работе , где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений По экспериментальным значениям, приведённых в таблице, находим =2HB+70 МПа. МПа. - коэффициент безопасности; в связи с постепенным процессом повреждения поверхности и пониженной опасности аварии машин коэффициент назначают небольшим: =1,1 при неоднородной структуре материала. - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи: . Для нормализованных колёс =2,6. Базовое число циклов определяется твёрдостью рабочих поверхностей зубьев. Из справочных данных находим для твёрдости поверхностей зубьев до 200HB циклов. - эквивалентное число циклов перемены напряжения. При постоянной нагрузке определяется по формуле , где n – частота вращения того из колёс, по материалу которого определяют допускаемое напряжение, об/мин. -долговечность передачи. млн. циклов. млн. циклов. При ;
Расчёт ведут по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса. Ввиду незначительного влияния на величину допускаемого напряжения в расчёте не учтены размеры, шероховатость поверхности и окружная скорость колёс.
3.1 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба для расчёта на выносливость при длительной работе , где - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений . Базовое число циклов перемены напряжений изгиба =. По таблице находим экспериментальное значение =HB+260; - коэффициент безопасности. Рекомендуется принимать для литых заготовок SF=1,7. YN- коэффициент долговечности. При твёрдости рабочих поверхностей HB350
Эквивалентное число циклов при постоянной нагрузке NFE=60Lh. NшFE =606000=254,7 млн. циклов, NкFE =606000=77,355 млн. циклов. млн. циклов. Для длительно работающих передач при NFE>NF lim b YN=1.0. 4. Методика расчёта закрытой цилиндрической передачи
4.1 Выбрать коэффициенты ширины зубчатого венца относительно диаметра и относительно модуля . Таблица 2 | ||||||||||||||||||||||||
|
Параметр |
Расположение шестерни относительно опор |
Твёрдость раб. поверх. зубьев |
|||||||||||||||||||||||
|
H1 и H2 HB350 |
H1 и H2>HB350 |
||||||||||||||||||||||||
|
Симметричное |
0,8 - 1,4 |
0,4 - 0,9 |
|||||||||||||||||||||||
|
Несимметричное |
0,6 - 1,2 |
0,3 - 0,6 |
|||||||||||||||||||||||
|
Консольное |
0,3 - 0,4 |
0,20 - 0,25 |
|||||||||||||||||||||||
|
Для редукторов с достаточно жёсткими валами |
Не более 25 - 30 |
Не более 15 - 20 |
|||||||||||||||||||||||
=1, =30.
4.2 Определить предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:
4.3 Выбрать числа зубьев колёс:
Z1=30; Z2=30
Для первой ступени редуктора Z1=20…30, для второй – 17…24. Минимально допустимое число зубьев шестерни при Х=0 Zmin=17. После округления Z до целых чисел следует проверить фактическое передаточное число U=Z2/Z1.
U=99/30=3,3.
4.4 Определить коэффициент концентрации нагрузки по таблице:
Таблица 3
Расположение шестерни
относительно опор
Твёрдость поверхности зубьев колеса НВ
0,2
0,4
0,6
0,8
1,2
1,4
Симметричное
<350
>350
1.01
1.01
1.02
1.02
1.03
1.04
1.04
1.07
1.07
1.16
1.11
1.26
Несимметричное
<350
>350
1.03
1.06
1.05
1.12
1.07
1.20
1.12
1.29
1.19
1.48
1.28
-
Консольное, опоры-
Шарикоподшипниковые
<350
>350
1.08
1.22
1.17
1.44
1.28
-
-
-
-
-
-
-
Консольное, опоры-
роликоподшипниковые
<350
>350
1.06
1.11
1.12
1.25
1.19
1.45
1.27
-
-
-
-
-
=1.55.
4.5Определить предварительно межосевое расстояние:
, где Ка – вспомогательный коэффициент; Ка=49,5 для прямозубой и Ка=43,0 для косозубой передачи.
4.6Определить модуль колёс:
, где - угол наклона зубьев по делительному цилиндру.
Модуль mn округляется до ближайшего стандартного:
Таблица 4
Ряды
Модуль, мм
1-й
1; 1.25; 1.5; 2; 2.5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25;
2-й
1.125; 1.375; 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5; 7; 9; 11; 14; 18;
mn =1.
Окружной модуль mt можно определить по формуле
=1,064.
4.7Уточнить фактическое межосевое расстояние:
=68,64 мм.
4.8Уточнить коэффициент ширины зубчатого венца:
4.9Определить рабочую ширину венца зубчатой передачи и округлить до целого числа:
4.10 Определить делительные (начальные) диаметры колёс (с точностью до сотых долей):
Полученные параметры колёс в процессе проектирования и разработки чертежей могут быть изменены; после определения окончательно принятых размеров производится проверочный расчёт передачи.
4.11 Определить геометрические размеры зубчатых колёс:
· диаметр вершин зубьев:
· диаметр впадин зубчатых колёс:
4.12 Предварительный (ориентировочный) расчет вала
Предварительный (ориентировочный) расчет вала производится при выполнении эскизной компоновки и ведется по условному расчету на кручение. Эту форму расчета выбирают потому, что еще не определены размеры вала по длине и не могут быть вычислены изгибающие моменты.
Из условия прочности на кручение
откуда (4.1)
где Т - крутящий момент, Н*мм;
[] – условие, допускаемое напряжение при кручении, МПа.
Так как в расчете не учитывается изгиб, то значения [] выбираются заниженными: [] = 15…30 МПа.
По вычисленному диаметру подбирают подшипники и определяют расстояние между опорами, определяют все силы, действующие на вал, затем составляют расчетную схему вала.
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Валы-детали предназначены для передачи крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей машин. Валы вращаются в подшипниках. Так как передача крутящих моментов связана с возникновением сил, например, сил на зубьях колес, сил напряжения ремней и т.д., валы подвержены действию не только крутящих моментов, но также поперечных сил и изгибающих моментов.
Оси предназначены для поддержания вращающихся деталей и в отличие от валов не передают полезного крутящего момента. Опорные части валов называют цапфами или шейками.
Форма вала по длине определяется распределением нагрузки и, условиями технологии изготовления и сборки. Эпюры изгибающих моментов по длине валов, как правило, непостоянны.
Крутящий момент обычно передается по всей длине вала. Поэтому по условию прочности допустимо и целесообразно конструировать валы переменного сечения, приближающиеся к форме тел равного сопротивления. Практически валы выполняют ступенчатыми. Эта форма удобна в изготовлении и сборке; уступы валов могут воспринимать большие осевые силы. Желательно, чтобы каждая насаживаемая на вал неразъёмная деталь свободно (без натяга) проходила по валу до своей посадочной поверхности во избежание повреждения поверхностей.
Для валов и осей без термообработки применяют углеродистые стали; ст.5, ст.6; дня валов с термообработкой - стали 45, 40Х.Быстроходные валы, работающие в подшипниках скольжения, изготовляют из сталей 20. 20Х, 12ХН3А. Цапфы этих валов цементируют для повышения износостойкости.
Механические характеристики, МПа
| Новости |
| Мои настройки |
|
|
© 2009 Все права защищены.
Расчет валов
Наверх