Допускаемые изгибные напряжения.

Дата: 2025-05-25; Просмотры: 16

Оценка:

0.00 из 5.00 — оценок

Скачиваний: 0

Скачать

При расчете зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено таблице 4:

Табл.4

№	Термообработка или химико-	Твердость
пп	термическое упрочнение
I.	Нормализация или улучшение	НВ ≤ 350	1,8 HB НВ
2.	Объемная закалка	HRC = 45...55	600
3.	Поверхностная закалка	HRC = 48...58	600…700 ...700
		(в сердцевине НВС = 25...35)
4.	Цементация	HRC = 56...62	750…850 ...8Ь0
		(в сердцевине HRC = 32...45)
б.	Азотирование	HRC = 55...70	300 + I2HHC*
		(в сердцевине НРС = 24...40)	_ твердость

= 1,8 HB = 1,8*152= 273,6 МПа

Расчет на контактную прочность.

При проектном расчете закрытых прямозубых и косозубых цилиндрических зубчатых передач основные размеры этих передач опреде­ляются расчетом на контактную прочность.

Если колесо и шестерню предполагается изготовить из стали, то расчетные формулы, разре­шенные относительно межосевого расстояния , имеют следующий вид:

=

= (2,2 +1) =100мм

В этих формулах:

= передаточное число рассчитываемой передачи;

- допускаемое контактное натяжение для материала шестерни или колеса (менее прочного), Н/мм);

ψ_ва - относительная ширина передачи, выбираемая в пределах:

ψ_ва = 0,2...0,4 - для прямозубых передач,

ψ_ва - 0,2...0,6 - для косозубых передач.

Причем меньшие значения принимаются для быстроходной ступени, а большие - для тихоходной ступени; - момент на колесе рассчитываемой передачи, Н·мм, - коэффициент нагрузки для расчета по контактным напряжениям, представляющий собой произведение двух коэффициентов:

= · , где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта, - коэффициент динамической нагрузки.Коэффициент неравномерности распределения нагрузки при рас­чете по контактным напряжениям (KHB) при переменной нагрузке может быть взят из графиков, представленных на рис.1

Значения коэффициента динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям ( ) приведены в табл.5

Табл.5

Рис1

Задаемся числом зубьев шестерни и определяем число зубьев колеса

= ·

В прямозубых передачах число зубьев шестерня можно задать

= 20…30

= 25, = · =25*2,2=55

Определяем модуль зацепления:

Полученное значение модуля округляем до ближайшего стандарт­ного .

Таблица по ГОСТ 9563_80:

Ряд стандартных модулей зубчатых передач :

Примечание. Значение модулей, указанные в скобках, применять нежелательно.После округления модуля до стандартного значения нужно уточнить межосевое расстояние:

= m/2 *(z1+z2)=2,5/2(25+55)=100 мм

Определяем диаметры колес:

= m· = 2,5*25=62,5мм

= m· =2,5*55=137,5мм

делительные диаметры

= +2m =62,5 +5=67,5мм

= +2m =137,5+5=142,5

диаметры вершин

= -2.5m =62,5-6,25=56,25

= -2.5m=137,5 – 6,25=131,25

диаметры впадин

Определяем ширину колеса b = · . =0,4*100=40мм

Ширина шестерни обычно выполняется несколько больше (на 4-6мм) ширины колеса для компенсации возможных неточностей сборки.

b1= b +4=44мм

Подсчитывается окружная скорость в зацеплении:

м/с, По данной скорости уточняем значение коэффициента , а затем = · =1,025*1,18= =1,2095

В соответствии с уточненными значениями межосевого расстояния . и коэффициента нагрузки производим проверку фактических контактных напряжений по формулам:

= =

=675Мпа , Δ= = <5%

Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи закан­чивается проверкой прочности зубьев на изгиб. Проверка прочности зубьев на изгиб проводится по формуле:

В этих формулах: b, m, - ширина передачи, мм; модуль передачи, мм; момент на колесе рассчитываемой передачи, Н·мм; число зубьев колеса

– коэффициент нагрузки для расчета по изгибным напряжениям, представляющий собой произведение двух коэффициентов:

= · =1,25, коэффициент неравномерности распреде­ления нагрузки по длине контакта, - коэффициент динамической нагрузки.

- коэффициент, учитывающий форму зуба. Этот коэффициент мо­жет быть найден в табл.6

Табл6

Вывод : на примере тихоходной передачи произвели ее расчет:определили допускаемое контактное и изгибное напряжения,марку стали колес(щестерни),произвели расчет зубьев на прочность.

Расчет валов.

Исходные данные: =100мм

=100мм ширина передачи:

=20мм =0,2 =0,2*100=20мм

=30мм Для 3 вала:

=40мм g=3m=3*2,5=7,5 10мм

=50мм =0,3 =0,3*40=12мм

=40мм с=18мм

Подшипники: легкая серия: = 1,2=40*1,2=48мм

=47мм Для 2 вала:

=14мм g=3m=3*2 =6 10мм

Средняя серия: =0,3 =0,3*30=9мм 10мм

=72мм с=0,45 b =0,45*20= 9мм

=19мм = 1,2=30*1,2=36мм

=90мм

=23мм

Расчет быстроходного вала:

Задаемся числом зубьев : =21, =21 =21*3,6=76, Модуль зацепления: / + )=2 100* / 97= 2 . Уточним межосевое расстояние: =m + )/ =2*97/2*0,97=100мм .Находим диаметры для быстроходной передачи:

= m· / =2*21/0,97=43,3мм = m· / =2*76/0,97=156,7мм,

= +2m =47,3мм = +2m =160,7мм

= -2.5m =38,3мм = -2.5m=151,7мм

Вал 1 ГП

44мм 35мм M( 35мм

, Н*мм

ВП

,Н*мм

, Н*мм

Т,Н*мм

ГП:

= ; =1753,8H;

=1166* =1166*0,249=290,3 H; M( 6284,9 H*мм

Находим реакции опор:

∑ = - M( - *70 =0

=787,1 Н

∑ =0 =( M( + = (6284,9 +1753,8*35) /70 =966,7Н

Проверка: ∑ =0 + - =0

- 966,7+1753,8-787,1=0

0=0

ВП:

= = /2 = 1166/2= 583 Н

Вал 2 ГП

M(

37,5мм 117мм 51,5мм

, Н*мм

ВП

, Н*мм

, Н*мм

T ,Н*мм

ГП:

= ; 1027,1H;

290,3 H ; 1753,8H; =1166,H

Находим реакции опор:

∑ =- + M( + *206 - =0

=979,18 Н

∑ =0 =1801,72Н

Проверка: ∑ =0 - + =0

1801,72- 1753,8 +979,18 - 1027,1 =0

0=0

ВП:

∑ = 0 = ( - *154,5 + *37,5) /206=-1904 Н

∑ = 0 = ( *168,5 - *51,5)/206 = 248,29 Н

∑ =0 - + = 0

-1904+248,29-1166+2821,8=0

0=0

Вал 3

ГП

53,5мм 53,5мм 88мм

, Н*мм

ВП

, Н*мм

, Н*мм

, Н*мм

ГП:

= ; =1451H;

; 1027,1H;

Находим реакции опор:

∑ =0 =2130,79 H

∑ =0 =-1706,89 Н

Проверка: ∑ =0 - + 0

-1706,89 - 1451+ 2130,79 +1027,1 =0

0=0

ВП:

∑ = 0 = 8678,75 Н

∑ = 0 = -1868,95Н

∑ =0 -1868,95 + 8678,75 - - =0

0=0

Разработка конструкции В1

Опасное сечение расположено под шестерней:

= = Н мм

= =42448 Н*мм

= =23,03 мм

= 1,1 =1,1 23,03=25,33 округляем = 30мм

= 1,1 =1,1 30=33 округляем = 35мм

= 25мм

=30мм

Разработка конструкции В2

Опасное сечение расположено под колесом:

= = Н мм

= =122731 Н мм

= =32,81 мм

= 1,1 =1,1 32,81=36,091 округляем = 40мм

= 1,1 =1,1 40=44 округляем = 35мм

=35мм

=40мм

Разработка конструкции В3

Опасное сечение расположено под подшипником:

= = Н мм

= =307235 Н мм

= =44,5 мм

= 1,1 =1,1 44,5 =48 мм округляем = 50мм

= 1,1 =1,1 50=55

= 45мм

=50мм

Расчет вала на жесткость (на примере тихоходного вала).

Максимальный прогиб вала:

у = = 0,0321мм

Углы поворота: =0,005рад

≤ =0,005рад

У= =0,0321мм

ГП:

= = 0,00007рад ‹ 0,005рад

Е=2,15* Н / , =2,01* ,

= *195* - =0,022мм

= 0,0007рад‹ 0,005рад

=0,016мм

У= = =0,027 мм‹0,0321мм

=1,74 рад

= = = ‹ =1,74 рад

Условие жесткости вала выполняется.

Расчет вала на статическую прочность (на примере тихоходного вала).

=240 Мпа , = / = 285117/0,1* =31,28 Н /

= / = 194000/0,2* =10,64 Н /

2 = 72,6 Н /

/

Условие статической прочности выполняется.