Глава 3 - Проектирование вибровозбудителя (1225401), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес и червяков. Одним из важнейших условий является повышение контактной прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубча­той передачи, а это повышает ее технический уровень.

Допускаемое напряжение из условий контактной прочности [сг]_н (которая обычно ограничивает несущую способность стальных зуб­чатых колес и червяков) пропорциональна твердости Н активных поверхностей зубьев. В термически же необработанном состоя­нии механические свойства всех сталей близки. Поэтому приме­нение сталей без термообработки, обеспечивающей упрочнение зубчатых колес, недопустимо. При этом марки сталей выбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра D_пред для вала-шестерни или червяка и толщины сечения S_пред для колеса с припуском на механическую обработку после термообработки.

Способы упрочнения:

• Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность [σ]_н, но при этом зубья колес хорошо и быстро прира­батываются, и сохраняют точность, полученную при механичес­кой обработке.

Таблица 3.5 – Определение силовых и кинематических параметров привод

окончание таблицы 3.5

• Улучшение. Обеспечивает свойства, аналогичные, полученным при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.

• Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю на­грузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются. Размеры зубчатых колес практически неограничены. Необходимо учитывать, что при модулях, меньших 3...5 мм, зуб прокаливается насквозь.

Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшен­ного колеса дает большую нагрузочную способность, чем улучшен­ная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прираба­тывается; ее применение предпочтительно, если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.

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

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ, назначается больше твердости колеса.

Материал зубчатой передачи представлен в таблице 3.6.

Таблица 3.6 – Механические характеристики материала зубчатой передачи

Определим межосевое расстояние из соображения свободного вращения дебалансов без заедания, заклинивания (определяется графически)

Рисунок 3.3 − Схема для определения межосевого расстояния.

Принимаем межосевое расстояние .

Определим модуль зацепления

(3.10)

где − вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач ; − делительный диаметр колеса, мм; − ширина венца колеса, мм; − коэффициент ширины венца колеса ; − допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, 213,21Н/мм² [3].

Тогда

=1,3014

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного из ряда (таблица 3.7).

Таблица 3.7 − Стандартные значения модулей

Принимаем m = 1,375, предварительные расчеты показали, что при модулях 1,375, 1,5 и 2 количество зубьев очень велико, а их размер мелкий, поэтому окончательно принимаем модуль m=2,5.

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса

(3.11)

Определим число зубьев шестерни

(3.12)

Определим число зубьев колеса

(3.13)

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение Δu от заданного u.

(3.14)

(3.11)

Таблица 3.8 – Фактические основные геометрические параметры шестерни

Определим фактическое межосевое расстояние

мм

Определим фактические основные геометрические параметры шестерни и колеса и занесем их в таблицу 3.8.

3.6 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Валы испытывают два вида деформации − изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закры­той передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

В схеме сил зацепления цилинд­рической передачи за точку приложения сил принимают точку зацеп­ления в средней плоскости колеса.

В проектируемых приводах конструируются зуб­чатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющи­ми двигатель с редуктором или редуктор с рабочей маши­ной

Значения консольных сил определим по таблице 3.9.

Таблица 3.9 − Определение консольных сил в зацеплении

Таблица 3.10 − Значения консольных сил в зацеплении

Схема сил в зацеплении зубчатых прямозубых передач такая же, как и для косозубых передач (исключая силу F_a2, в цилиндрическом прямозубом зацеплении). Угол зацепления принят α=20^°.

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передан и муфт, реакций в подшип­никах, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

Характеристики

Список файлов ВКР