Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь FAQ Написать работу КАТЕГОРИИ:  Археология Биология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия ЭкологияТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву 
Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Выбор материала и термообработка зубчатых колес.Содержание книги Похожие статьи вашей тематики
Поиск на нашем сайте
Зубчатые колеса редукторов изготавливают из сталей с твердостью H£ 350 HB или H> 350 HB. В первом случае заготовки для колес подвергают нормализации или улучшению, во втором – после нарезания зубьев различным видам термической и химико-термической обработки: объемной закалке, поверхностной закалке ТВЧ, цементации, азотированию, нитроцементации и т.д., обеспечивающим высокую твердость поверхности зуба. Относительно низкая твердостьH< 350 HB допускает возможность зубонарезания с достаточной точностью (степень точности 8 и 7 по ГОСТ 1643-81) без отделочных операций, что используется как средство для снижения затрат. Применение других видов термообработки вызывает заметное искажение размеров и формы зубьев (коробление). При высоких требованиях к точности такие колеса подвергают отделочным операциям – зубошлифованию, притирке на специальных станках, обкатке и т.п., что повышает стоимость колес в десятки раз. Зубчатые колеса с низкой твердостью хорошо прирабатываются, особенно, если зубья шестерни имеют твердость больше, чем у колес на (80…200) HB. У косозубых колес перепад твердости выше. Хорошие результаты обеспечивает закалка ТВЧ зубьев шестерен с HRC 45…55 и термоулучшение колес до 280…350 HB. При выборе материалов необходимо руководствоваться информацией, указанной в табл. 1.10 [1] и стремиться к получению допускаемых напряжений возможно близких к ним величин [sH]Б и [sH]Т.
Таблица №2.
Материалы и обработку зубчатых колес выбираем по таблице 8.9[3] Быстроходная ступень редуктора: Материал шестерни – Сталь 40Х Поверхностная твердость зубьев – 51...52 HRC Термоулучшение и закалка ТВЧ Материал колеса – Сталь 40Х; Поверхностная твердость зубьев – 45...47 HRC Термоулучшение и закалка ТВЧ
Тихоходная ступень редуктора: Материал шестерни – Сталь 40Х; Поверхностная твердость зубьев – 56...58 HRC Термоулучшение и закалка ТВЧ Материал колеса – Сталь 40Х; Поверхностная твердость зубьев – 45...47 HRC Термоулучшение и закалка ТВЧ
7.2. Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:
где
где
Быстроходная ступень Для шестерни по таблице 8,9[3] определяем:
Коэффициент долговечности определяем по формуле 8,61[3].
где
где
Принимаем Рассчитаем коэффициент долговечности:
Примем Допускаемое контактное напряжение шестерни:
Для колеса по таблице 8,9[3] определяем:
Коэффициент долговечности.
где
Рассчитаем коэффициент долговечности:
Примем Допускаемое контактное напряжение колеса:
Рассчитаем допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:
Тихоходная ступень Для шестерни по таблице 8,9[3] определяем:
Коэффициент долговечности определяем по формуле 8,61[3].
где
где
Рассчитаем коэффициент долговечности:
Допускаемое контактное напряжение шестерни:
Для колеса по таблице 8,9[3] определяем:
Коэффициент долговечности.
где
Рассчитаем коэффициент долговечности:
Допускаемое контактное напряжение колеса:
Рассчитаем допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:
В итоге получаем:
7.3. Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле:
где
7.3.1. Быстроходная ступень
Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определим по формуле:
где
Эквивалентное число циклов определим по формуле:
где для шестерни для колеса
с – число зацеплений зуба за один оборот колеса; n – частота вращения;
Получим:
Принимаем Допускаемые изгибные напряжения равны:
7.3.2. Тихоходная ступень
Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определим по формуле:
где
Эквивалентное число циклов определим по формуле:
где для шестерни для колеса
с – число зацеплений зуба за один оборот колеса; n – частота вращения;
Получим:
Принимаем Допускаемые изгибные напряжения равны:
7.4. Проверочный расчет ступеней на контактную прочность
7.4.1. Проверка быстроходной ступени
Контактные напряжения определяются по формуле:
Коэффициент расчетной нагрузки:
где
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при v = 2.28 м/с
Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:
Коэффициент концентрации нагрузки при постоянной нагрузке при
Коэффициент динамической нагрузки определим по табл.8.3[3]:
Коэффициент расчетной нагрузки
u – передаточное число передачи. Величина контактного напряжения
7.4.2. Проверка тихоходной ступени
Контактные напряжения определяются по формуле:
Коэффициент расчетной нагрузки:
где
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при v = 0.60 м/с
Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:
Коэффициент концентрации нагрузки при постоянной нагрузке при
Коэффициент динамической нагрузки определим по табл.8.3[3]:
Коэффициент расчетной нагрузки
u – передаточное число передачи. Коэффициент ZHb определяется по формуле:
где
Величина контактного напряжения
7.5. Проверочный расчет на изгибную прочность
7.5.1. Проверка быстроходной ступени-
Напряжения в основании зубьев колес определяются по формулам: Для шестерни:
где
m – модуль.
Эквивалентное число зубьев:
где z – число зубьев,
Коэффициент формы зуба по рис.8.20 [3]
Коэффициенты расчетной нагрузки
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями по табл.8.7[3]:
Коэффициент концентрации нагрузки по рис 8.15 [3]:
Коэффициент динамической нагрузки по табл.8.3[3]:
Получим:
Условия прочности для шестерни и колеса выполняются.
7.5.2. Проверка тихоходной ступени
Напряжения в основании зубьев колес определяются по формулам: Для шестерни:
где
m – модуль;
Эквивалентное число зубьев:
где z – число зубьев,
Коэффициент формы зуба по рис.8.20 [3]
где
Тогда
Коэффициенты расчетной нагрузки
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями по табл.8.7[3]:
Коэффициент концентрации нагрузки по рис 8.15 [3]:
Коэффициент динамической нагрузки по табл.8.3[3]:
Получим:
Условия прочности для шестерни и колеса выполняются.
Проектирование валов
Рисунок 8.1. Конструкция валов редуктора
Рассчитаем диаметры валов редуктора. Быстроходный вал
Примем Диаметр посадочной поверхности под подшипник:
Примем Диаметр буртика для упора подшипника
Промежуточный вал
Примем Диаметр посадочной поверхности под подшипника
Принимаем Диаметр буртика для упора подшипника:
Диаметр буртика для упора колеса:
Принимаем Тихоходный вал
Принимаем Диаметр посадочной поверхности для подшипника
Принимаем Диаметр буртика для упора подшипника:
Принимаем Диаметр посадочной поверхности для колеса:
Принимаем Диаметр буртика для упора колеса:
Принимаем Консольные участки входного и выходного вала выполнены коническими по ГОСТ 12081-72. Конический конец входного вала выполнен с наружной резьбой, а конец выходного вала выполнен с внутренней резьбой. Размеры входного и выходного валов определяются по табл.24.27 [2]. Для быстроходного вала:
Рисунок 8.2. Окончание быстроходного вала
Для тихоходного вала:
Рисунок 8.3. Окончание тихоходного вала
Подбор подшипников валов
1) Для быстроходного вала-шестерни выберем шариковый радиальный однорядный подшипник №308 (средняя серия) по ГОСТ 8338-75 (табл. 24,10) 2) Для промежуточного вала выберем шариковый радиальный однорядный подшипник №308 (средняя серия) по ГОСТ 8338-75. 3) Для тихоходного вала выберем роликовый радиальный подшипник типа 7 №7310А (средняя серия) по ГОСТ 27365-87.
|
||||||||||||||||||||||||||
|
|
Последнее изменение этой страницы: 2017-01-19; просмотров: 1814; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 216.73.216.196 (0.008 с.) |
– допускаемые контактные напряжения для шестерни;
– допускаемые контактные напряжения для колеса;
– меньшее из двух.
– базовое число циклов;
– коэффициент безопасности.
– коэффициент долговечности.
- по рисунку 8.40 [3].
– эквивалентное число циклов;
– число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, 
– соответствующая частота вращения;
– ресурс привода;
– коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [3] в зависимости от категории режима.
.
- по рисунку 8.40 [3].
– эквивалентное число циклов;
.
- по рисунку 8.40 [3].
– число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, 
– соответствующая частота вращения;
– ресурс привода;
– коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [3] в зависимости от категории режима.
– эквивалентное число циклов;
– предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;
– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке 
);
– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой.(
при шероховатости 
);
– коэффициент долговечности;
– коэффициент безопасности;
– базовое число циклов;
– эквивалентное число циклов;
– коэффициент эквивалентности по табл.8.10 [3],
– число циклов перемены напряжений за весь срок службы;
– ресурс;
– базовое число циклов;
– эквивалентное число циклов;
– коэффициент эквивалентности по табл.8.10 [3],
– число циклов перемены напряжений за весь срок службы;
– ресурс;
- коэффициент концентрации нагрузки;
- коэффициент динамической нагрузки;
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
по табл. 8.7 [3]).
по рис.8.15 [3].
– приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен 
– момент на шестерни передачи;
– начальный диаметр шестерни;
– ширина зубчатого венца колеса;
– угол зацепления;
, условие прочности выполняется.
- коэффициент концентрации нагрузки;
- коэффициент динамической нагрузки;
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
по табл. 8.7 [3]).
по рис.8.15 [3].
– приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен 
– момент на шестерни передачи;
– начальный диаметр шестерни;
– ширина зубчатого венца колеса;
– угол зацепления;
– коэффициент торцевого перекрытия;
– угол наклона зубьев на делительном диаметре (из распечатки)
, условие прочности выполняется.
– окружная сила;
– ширина зубьев;
– коэффициент формы зуба;
– окружная сила;
– ширина зубьев;
– коэффициент формы зуба.
– угол зацепления (из распечатки);
– коэффициент, вычисляемый по формуле
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
по табл. 8.7, [3];
– учитывает работу зуба как пластины и определяется равенством
