Студопедия

КАТЕГОРИИ:

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника



Зубчатых колес




Читайте также:
  1. Виды разрушения зубьев и критерий работоспособности зубчатых передач.
  2. Влияние угла установки лопастей на выходе из колеса
  3. Выбор материала колес тихоходной ступени
  4. Геометрические параметры конического зубчатого колеса
  5. Геометрия и кинематика зубчатых передач.
  6. ДВИЖЕНИЕ ЖИДКОСТИ В РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
  7. Динаміка автомобільного колеса
  8. Допускаемые напряжения для материалов венцов червячных колес
  9. И расположению рабочих колес
Диаметр заготов к, мм Предел прочности, бв, МПа Предел текучести, бе, МПа Твердость,   НВ, средн. Термообработка
до 90 Улучшение
свыше 120 Улучшение

Для шестерни:

материал – сталь 45,

термообработка – улучшение,

твердость НВ1 = 230.

Для колеса:

материал – сталь 45,

термообработка – улучшение,

твердость на 30 единиц ниже, чем у шестерни НВ2 = 200.

Допускаемые контактные напряжения

, (2.12)

где КHL – коэффициент долговечности. Если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL = 1;

[SH] – коэффициент безопасности для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке берут от 1,1 до 1,2. Принимаем [SH] = 1,1;

σн lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (табл. 2.5).

Таблица 2.5

Предел контактной выносливости при базовом исле циклов
Способ термической обработки зубьев Средняя твердость поверхности зубьев Сталь Предел контактной выносливости σH limb, МПа
Улучшение   НВ <350 (200, 230) Углеродистая 2 НВ + 70

 

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее НВ350 (имеем НВ200) и термической обработкой улучшением выбираем по табл. 2.5 σн lim b = 2НВ+70.

 

Для шестерни

, (2.13)

где НВ1 = 230 – твердость поверхности зубьев;

КНL = 1 – коэффициент долговечности;

[SH] = 1,1 – коэффициент безопасности, тогда

Для колеса , (2.14)

где НВ2 = 200 – твердость поверхности зубьев у колеса;

КНL = 1 – коэффициент долговечности;

[SH] = 1,1 – коэффициент безопасности, тогда

Расчетное контактное допускаемое напряжение

Н] = 0,45·([σН1]+ [σН2]), (2.15)

где [σН1] и [σН2] – допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни и колеса [см. формулы (2.13), (2.14)], тогда

Н] = 0,45(482+427) ≈ 409 МПа.

Проверка. После определения [σН1], [σН2] следует проверить выполнение условия [σН]≤1,23[σН min], где [σН min] = [σН2], т.к. берём наименьшее значение из [σН2] и [σН1], следовательно [σН] ≤1,23·[σН2] или 409 ≤1,23·427 ≈ 525 МПа,



409 МПа < 525 МПа.

Требуемое условие выполнено.

 

Межосевое расстояниерассчитывается из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

 

 

, (2.16)

где Ка = 43 – коэффициент для косозубых и шевронных колес ([1], с.32);

u = uред = 5 – передаточное число редуктора (см. выше);

Т2 = 605 ·103 Н·мм – вращающий момент на валу колеса [см. формулу (2.11)];

н] = 409 МПа – допускаемое контактное напряжение для косозубых колес [см. формулу (2.15)];

При проектировании редукторов обычно задаются коэффициентом ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию , где b – ширина венца; – межосевое расстояние.

Для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию = 0,25÷0,63 ([1], с. 36). Принимаем = 0,4.

Коэффициент К, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, принимается предварительно как в случае несимметричного расположения колёс при твердости поверхности зубьев НВ ≤ 350 по табл. 2.6, т.к. со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополни тельную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Тогда принимаем коэффициент К = 1,25. Принято наибольшее из значений, т.к. коэффициент ширины венца по диаметру (см. прим. к табл. 2.6).



ybd = b/d1 = 0,5yba(u + 1) =0,5∙0,4(5+1) = 1,2 > 0,8.

Тогда

Ближайшее значение межосевого расстояния берем по ГОСТ 2185–66.

1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500;

2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800, 2240.

Предпочтителен первый ряд: аw = 200 мм.

Таблица 2.6

Ориентировочные значения коэффициента KHb для зубчатых передач редукторов работающих п и перемен ой нагрузке
Расположение зубчатых колес относительно опор Твердость (HB) поверхностей зубьев
≤ 350 (200;230) > 350
Несимметричное 1,10-1,25 (1,1)    

Примечание. Меньшие значения принимают для передач с отношением ybd = b/d1 = 0,4; при увеличении ybd до 0,6 для консольно расположенных ко

 

лес и ybd до 0,8 при несимметричном расположении их следует принимать большие из указанных в таблице значений KHb. При постоянной нагрузке KHb = 1.1

 

Нормальный модуль зацепленияпринимаем по следующей рекомендации: mn = (0,01÷0,02)· аw , (2.17)

где аw = 200 мм – межосевое расстояние;

mn = (0,01÷0,02)· 200 = 2 ÷ 4 мм.

Выбираем по ГОСТ 9563–60:

1-й ряд: 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20;



2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.

Примем mn = 2,5 мм (предпочтителен 1-й ряд).

Угол наклона зубьев для косозубых колес может иметь значение β = 8 ÷ 15°. Примем предварительно β = 10о.

Определим числа зубьев шестерни и колеса.

Для шестерни

, (2.18)

где аw = 200 мм – межосевое расстояние [см. формулу (2.16)];

cos β = cos 10° = 0,985 – косинус угла наклона зубьев (см. выше);

u = uред = 5 – передаточное число редуктора (см. выше);

mn = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)],

тогда

.

Округлим до целого числа Z1 = 26 .


 

Число зубьев колеса

Z2 = Z1·u, (2.19)

где Z1 = 26 – число зубьев шестерни [см. формулу (2.18)];

u = uред = 5 – передаточное отношение редуктора (см. выше),

тогда Z2 = 26·5 = 130.

Уточненное значение угла наклона зубьев

, (2.20)

где Z2 = 130 – число зубьев колеса [см. формулу (2.19)];

Z1 = 26 – число зубьев шестерни[см. формулу (2.18)];

аw = 200 мм – межосевое расстояние [см. формулу (2.16)];

mn = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)],

тогда

β = 12 ° 50 /.

Примечание. Для косозубой передачи 8º < β < 15º. Если получается, что cos β ≥ 1, или β < 8º, или β > 15º, то применяют метод подбора: изменяют в допустимых пределах (2.17) модуль зацепления, выбирая его значение из ГОСТ 9563–60, или принимают другое значение межосевого расстояния из ГОСТ 2185–66 [обычно больше вычисленного по формуле (2.16)].


Дата добавления: 2014-10-31; просмотров: 16; Нарушение авторских прав







lektsii.com - Лекции.Ком - 2014-2021 год. (0.017 сек.) Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав
Главная страница Случайная страница Контакты