![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
II. Расчет зубчатых колес редуктора.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характерис- тиками (гл. ІІІ, табл. 3.3) [4]: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200. Допускаемые контактные напряжения [формула (3.9)][4]. где σ Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 гл. ІІІ [4] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL =1; коэффициент безопасности [SH]=1, 10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. ІІІ [4]. [σ Н]=0, 45.([σ Н1]+ [σ Н2]); для шестерни для колеса Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [σ H]=0, 45(482+428)=410 МПа. Требуемое условие [σ H]≤ 1, 23[σ H2] выполнено. Коэффициент KHβ , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение KHβ =1, 25. Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. ІІІ. Для косозубых колес:
где для косозубых колес Ka=43, а передаточное число нашего редуктора u=uр=4, 5. Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 aω = 160 мм. Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mn= (0, 01-0, 02) aω =( 0, 01-0, 02)160=1, 6-3, 2 мм. принимаем по ГОСТ 9563-60* mn= 1, 75 мм. Примем предварительно угол наклона зубьев b=10° и определим числа зубьев шестерни и колеса [см. формулу (3.16)]:
Принимаем Уточненное значение угла наклона зубьев
Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: Проверка: диаметры вершин зубьев:
ширина колеса b2=ψ baaω =0, 25.160=40мм ширина шестерни b1=b2+5 мм=45 мм. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру
Определяем окружную скорость колес
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (см. с. 32). Коэффициент нагрузки: К H = K Нα · K Нb · K Hν ; Значения K Нb даны в табл. 3.5 [4]; при ψ bd=1, 189, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K Нb≈ 1, 155. По табл. 3.4 гл. III [4] при υ =2, 27 м\с и 8-и степенью точности K Нα =1, 08. По табл. 3.6 [4] для косозубых колес при υ ≤ 5м\с имеем K Hυ =1, 0. Таким образом, К H =1, 155.1, 03.1=1, 245. Проверка контактных напряжений по формуле 3.6: для косозубых передач
Определяем силы, действующие в зацеплении [формулы (8.3) и (8.4) гл.VIII]: Окружная Радиальная Осевая
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25): для косозубых передач Здесь коэффициент нагрузки K F = K Fb· K Fν (см. с.42). По табл. 3.7 при ψ bd=1, 189, твердости НВ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K Fb=1, 33. По табл. 3.8 [4] K Fυ =1, 3. Таким образом, коэффициент K F = 1, 33 · 1, 3=1, 73; Y F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ [см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]: у шестерни у колеса
Допускаемое напряжение по формуле 3.24 [4]:
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤ 350 σ Flimb =1, 8 HB. Для шестерни σ Flimb =1, 8 . 230=415 МПа; для колеса σ Flimb =1, 8 .200= 360 МПа. [SF]=[SF]’[SF]” – коэффициент безопасности, где [SF]’=1, 75 (по табл. 3.9), [SF]”=1(для поковок и штамповок). Следовательно, [SF]=1, 75. Допускаемые напряжения: для шестерни
для колеса Находим отношения для шестерни для колеса Проверяем прочность зуба колеса по формуле: Условие прочности выполнено.
|