![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Расчёт зубчатой передачи.
В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки. По табл. 2.1 [1] выбираем вариант термической обработки: - для колеса – закалка, маркf стали 49, 5 HRC - для шестерни - маркf стали 50HRC Марка стали для них одинакова – сталь 35ХМ Получим средние значения для шестерен и для колёс: Рассчитаем -для шестерней:
-для колёс:
2.1. Расчёт допускаемых контактных напряжений. Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле: где
Если Расчет числа циклов перемены напряжений выполняют с учетом режима нагружения передачи. При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов напряжений с - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с =1); n 1, 2 - частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин; t - время работы передачи (ресурс) в часах (t = Lh.);
-для шестерни первой ступени (быстроходной):
-для колеса первой ступени (быстроходной) и шестерни второй ступени(тихоходной):
-для колеса второй ступени (тихоходной):
Рассчитаем -для шестерен: -для колёс:
Поскольку для всех шестерен и колёс
Вычислим допускаемые контактные напряжения:
-Для быстроходной ступени (прямозубая передача):
-для тихоходной ступени (прямозубая передача):
2.2. Допускаемые напряжения изгиба. Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса, для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле: где SF - коэффициент безопасности, рекомендуют SF= 1, 5...1, 75; YA -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи), при односторонней нагрузке YA =1; Yn) - коэффициент долговечности, методика расчета которого аналогична расчету ZN (смотри выше). При При Поскольку для всех шестерен и колёс Коэффициент безопасности примем SF= 1, 75; Тогда допускаемые значения напряжений изгиба:
-для быстроходной ступени (прямозубая передача): -для тихоходной ступени (прямозубая передача):
2.3. Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. При проектном расчете, прежде всего, определяют главный параметр цилиндрической передачи - межосевое расстояние - для прямозубой передачи
- для косозубой передачи
В указанных формулах знак " +" принимают в расчетах переда внешнего зацепления, а знак" -" - внутреннего зацепления. Рекомендуется следующий порядок расчетов. Назначают относительную ширину колес Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта Приведённый модуль упругости Е пр в случае различных материалов колёс рассчитывают по соотношению: Если в передаче используется для изготовления колёс один материал (например, сталь с Е =2.1·105 МПа или чугун с =0.9·105 МПа), тогда Е пр= Е, МПа. Полученное значение межосевого расстояния aw (мм) для нестандартных передач рекомендуется округлить до ближайшего большего значения по ряду Ra20 нормальных линейных размеров.
Для быстроходной ступени (прямозубая передача):
Для тихоходной ступени (прямозубая передача):
Полученное значение межосевого расстояния aw (мм) для нестандартных передач рекомендуется округлить до ближайшего большего значения по ряду Ra20 нормальных линейных размеров, получим:
2.4. Геометрический расчёт закрытой цилиндрической передачи. Определяют модуль зацепления т (или тn для косозубой передачи) изсоотношения т(тn) = (0.01...0.02)· a w. Полученное значение модуля необходимо округлить до стандартного значения по 1-му ряду модулей: 1, 0; 1, 25; 1, 5; 2; 2, 5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм. При этом для силовых передач рекомендуют принимать m(mn) Далее определяют суммарное число зубьев шестерни и колеса: для прямозубых колес Полученное значение Число зубьев шестерни определяют из соотношения: Значение z1 следует округлить до целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев необходимо назначать: для прямозубых Рассчитывают число зубьев колеса передачи Определяют фактическое значение передаточного числа передачи Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитывают как Делительные диаметры рассчитывают по формулам:
и Начальный диаметр шестерни - Начальный диаметр колеса передачи - Диаметры вершин зубьев колес Для быстроходной ступени (прямозубая передача): Примем m= 2, рассчитаем суммарное число зубьев: Для шестерни получим тогда для колеса уточним передаточное число, межосевое расстояние
Рабочая ширина зубчатого венца колеса Примем Рабочая ширина зубчатого венца шестерни Рассчитаем: -делительные диаметры:
- диаметры начальных окружностей:
-диаметры вершин зубьев -диметры впадин зубьев колес
Для тихоходной ступени (прямозубая передача): Примем m=3, рассчитаем суммарное число зубьев: Для шестерни получим тогда для колеса уточним передаточное число, межосевое расстояние
Рабочая ширина зубчатого венца колеса Рабочая ширина зубчатого венца шестерни Рассчитаем: -делительные диаметры: - диаметры начальных окружностей:
-диаметры вершин зубьев -диметры впадин зубьев колес
|