![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Розрахунок зубчастої передачі редуктора ⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 2
Дані для розрахунку: М1 = Нм – обертальний момент на шестерні; М2 = Нм – обертальний момент на колесі; w 1 = рад/с – кутова швидкість шестерні; w 2 = рад/с – кутова швидкість колеса; U = Uред = – передаточне число редуктора; Lh = ч – строк служби редуктора.
2.1 Сумарне число циклів навантаження зубців шестерні та колеса за термін експлуатації редуктора [3, с. 188] для колеса N2 = 573 · w 2 · Lh, циклів (2.1) N2 = для шестерні N1 = N2 · U, циклів (2.2) N1 =
2.2 Матеріали зубчастих коліс Для виготовлення шестерні та колеса вибираємо відносно дешеву леговану сталь. (для прямозубої передачі – конструкційну сталь 45). За табл. 9.2 [3, с. 170] визначаємо механічні характеристики сталі: для шестерні – термообробка поліпшення та загартування ТВЧ, твердість поверхні зубців HRCел, Dпред = мм, Середня твердість зубів шестерні і колеса (Для прямозубої передачі
Різниця середніх твердостей
Умова виконана. (Для прямозубої передачі
Умова виконана). Число циклів зміни напружень NНО, яке відповідає межі витривалості за табл. 9.4 [3, с. 189] для шестерні для колеса Так як N1 >
2.3 Допустимі контактні напруження для зубів шестерні і колеса [3, с. 187]
де σ НО – границя контактної витривалості зубців шестерні і колеса [3, табл. 9.3, с. 189] для шестерні
для колеса
[SН] – допустимий коефіцієнт безпеки; [SН]2 = 1, 1 для колеса; [SН]1 = 1, 2 для шестерні [3, с. 187] Косозуба передача розраховується на міцність за середнім допустимим контактним напруженням [3, с.189] [σ H] = 0, 45([σ H]1 + [σ H]2), МПа [σ H] = При цьому умова [σ H] < 1, 23[σ Н]2, – умова виконується. [3, с. 189] (Для прямозубої передачі допустиме контактне напруження [σ H] = [σ Н]2 = МПа.) [3, с. 189]
2.4 Допустимі напруження на згин [3, с. 189]
де σ FO – границя витривалості зубців шестерні і колеса при згині;
КFL – коефіцієнт довговічності. Число циклів зміни напружень, яке відповідає межі витривалості NFO = 4·106 циклів [3, с. 190]. Так як N1 > NFO i N2 > NFO, то [SF] – допустимий коефіцієнт безпеки; [SF]1 = 1, 75 для шестерні та [SF]2 = 1, 75 для колеса [3, с. 190]; КFC – коефіцієнт, який враховує вид прикладення навантаження на зубці; приймаємо [σ F]1 = [σ F]2 = 2.5 Розрахункові коефіцієнти Ψ а = 0, 4 – коефіцієнт ширини колеса [3, с. 191] (симетричне розміщення зубчастих коліс відносно опор валів). Ψ d – допоміжний коефіцієнт; Ψ d = 0, 5 Ψ а (U + 1) = За табл. 9.5 [3, с. 192] визначаємо КНβ та КFβ – коефіцієнти нерівномірності навантаження по ширині зубчастих коліс: КНβ = при Ψ d = КFβ = при Ψ d = [3, с. 192]
2.6 Проектний розрахунок передачі Міжосьова відстань [3, с. 182]
аw = (Для прямозубої передачі
аw = Приймаємо з ГОСТ 2185-66 аw = мм [3, с. 171]. Ширина зубчастого вінця: [3, с. 171] колеса b2 = Ψ а · аw, мм (2.9) шестерні b1 = 1, 12 · b2, мм (2.10) b2 = b1 = Приймаємо стандартне значення з ряду Ra40 b1 = b2 = [3, с.12] Модуль зубців [3, с. 185]
Для прямозубої передачі
mn =, мм Приймаємо з ГОСТ 9563-60 mn = мм [3, с.157] або [4, с. 260] Кут нахилу зубів попередньо [3, с.197]
Сумарне число зубців шестерні і колеса [3, с. 171]
(для прямозубої передачі cosβ min відсутнє) Z∑ = Приймаємо Z∑ = Число зубців шестерні та колеса:
Z2 = Z∑ – Z1 = Дійсне значення кута нахилу зубців β = Фактичне передаточне число Відхилення від стандарту складає Δ U = ≤ 4 % – умова придатна передачі виконується. 2.7 Геометричні параметри передачі: [3, с. 171] ділильний діаметр
шестерні колеса (для прямозубої передачі Cosβ відсутнє) діаметр виступів зубців dа = d + 2 · mn, мм (2.16) шестерні колеса діаметр западин зубців df = d – 2, 5 · mn, мм (2.17) шестерні колеса Ширина колеса b2 = шестерні b1 =
2.8 Сили у зачепленні зубців передачі: [3, с. 176] колова сила
радіальна сила
(для прямозубої передачі Cosβ відсутнє) Fr = Осьова сила Fa = Ft · tgβ, Н (2.20) (для прямозубої передачі осьова сила Fa = 0) Fa =
2.9 Перевірочний розрахунок передачі Міжосьова відстань [3, с.171] (aw дорівнює прийнятому значенню). aw = - умова виконана. Придатність заготівок коліс [3, с.170] діаметр заготівки шестерні
ширина заготівки колеса
Колова швидкість коліс і ступень точності [3, с.197]
Тоді ступень точності [3, табл. 9.1, с. 163] Розрахункові коефіцієнти:
Yβ =
Контактні напруження [3, с. 182]
σ Н = σ Н = < [σ ]Н = – умова міцності виконується. (Для прямозубої передачі
Напруження згину зубців шестерні і колеса [3, с. 184] для колеса
(Для прямозубої передачі
для шестерні
|