Конструкторский раздел (стр. 3 )

Сталь в настоящее время — основной материал для изготов­ления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мел­косерийного производства, предусмотренного техническими за­даниями, в мало - и средненагруженных передачах, а также в передачах с большими колесами (открытых) применяют зубчатые колеса с твердостью материала ≤350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нареза­ние зубьев после термообработки, высокая точность изготов­ления и хорошая прирабатываемостъ зубьев.

Для получения при термической обработке принятых для расчета механических характеристик материала колес требуется, чтобы размеры заготовок колес (Dзаг, Sзаг) не превышали предельно допустимых значений Dпред, Sпред

где Dзаг — диаметр заготовки шестерни или червяка; Sзаг- — толщина заготовки обода или диска колеса; Dпред — предельно допустимый диаметр заготовки шестерни или червяка; Sпред — предельно допустимая толщина заготовки обода или диска колеса.

Выберем:

Колесо, сталь 45

Dпред, Sпред - любая

Термообработка Н - нормализация

Твердость 179-207 HB

Шестерня сталь 40Х

Dпред = 125 мм

Sпред = 80 мм

Термообработка У - улучшение

Твердость 269-302 HB

3.4.2 Определение допускаемых контактных напряжений Н/мм2

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни , и колеса в следующем порядке.

а) Определить коэффициент долговечности KHL:

где — число циклов перемены напряжений, соответст­вующее пределу выносливости ; N—число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка

Здесь — угловая скорость соответствующего вала, 1/с ;

Lh — срок службы привода (ресурс), ч

Срок службы приводного устройства можно рассчитать по формуле:

где: - продолжительность смены;

- количество смен.

Рекомендовано 10-25% выделить на профилактические работы, текущий ремонт, нерабочие дни.

Отведём на это 15% времени.

Заложим, что при работе станка магазин с инструментами работает 40% времени:

Для нормализованных или улучшенных колес для колес с поверхностной закалкой

Если N>NH0 , то принять KHL =1

б) По таблице определить допускаемое контактное напря­жение соответствующее пределу контактной вынос­ливости при числе циклов перемены напряжений NH0.

Н/мм2

в) Определить допускаемые контактные напряжения для
зубьев шестерни и колеса

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ1ср —НВ2ср = 20...50 рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса т. е. по менее прочным зубьям.

Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса и твердости зубьев колеса ≤350 НВ2 рассчитывают по среднему допускаемому контакт­ному напряжению:

При этом не должно превышать 1,23 для цилиндрических косозубых колес и 1,15 для конических колёс с непрямыми зубьями. В противном случае и

3.4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба и которые определяются в следующем порядке:

а) коэффициент долговечности

где — число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработ­ка). При твердости ≤350 НВ ; при твердости >350 НВ . Если , то принимают

б) допускаемое напряжение изгиба , соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFO

в) допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса ;

Для реверсивных передач уменьшают на 25%.

Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач, с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , т. е. по менее прочным зубьям.

Выполняем расчет по менее прочным характеристикам:

3.5 Проектный и проверочный расчет передач

Так, при всем конструктивном разнообразии общепромыш­ленных редукторов они мало различаются по технико-эконо­мическим характеристикам и для них типичны средние требова­ния к техническому уровню, критерием которого является отношение массы редуктора т, кг, к моменту Тг, Н м на тихоходном валу. В эскизном проектировании предварительно можно принять:

Это дает возможность ориентировочно прогнозировать значение главного параметра редуктора (aw межосевое рас­стояние для цилиндрической и червячной передач,
de2 — внешний делительный диаметр колеса для конической передачи), который и определит его нагрузочную способность, массу, габариты и технологические особенности изготовления.

а) Определить массу редуктора т = (0,1...0,2) Т2, кг.

б) Выбрать предполагаемый диапазон величины главного
параметра редуктора aw, de2 по таблице.

При проектном расчете главного параметра на контактную прочность желательно получить его величину в предполагаемом Диапазоне, что обеспечит достаточный критерий технического Уровня редуктора . Для достижения этого можно при необходимости варьировать средней твердостью НВср материала колеса с менее прочным зубом, так как Установлено, что существует статистическая зависимость = const. При небольших значениях момента Т2 возможно получить низкий критерий технического уровня > 0,2

3.6 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

1. Определить главный параметр — межосевое расстояние aw, мм:

Исходя из конструктивных соображений примем

где а) Ка — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка = 43, для прямозубых — Ка=49,5

б) — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 —для шестерни, расположенной симметрично от­носительно опор в проектируемых нестандартных одноступен­чатых цилиндрических редукторах; фя = 0,2...0,25 — для шестер­ни, консольно-расположенной относительно опор — в открытых передачах;

в) u—-передаточное число редуктора или открытой передачи

При использовании для прямозубых передач получаем обороты двигателя

Для улучшения точности позиционирования и соблюдая рекомендации (отклонение фактического от стандартного допускается не более 4%)

Примем U=6

г) — вращающий момент на тихоходом валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Нм

д) — допускаемое контактное напряжение колеса с ме­нее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2

е) — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев