ПРИМЕЧАНИЕ Расчеты ведутся в соответствии с заданной схемой и формулы составляются самостоятельно

ПРИМЕЧАНИЕ Расчеты ведутся в соответствии с заданной схемой и формулы составляются самостоятельно

Р

дв =

Р

1 = Рдв. р × hм × hпк

Р

Р2 = 1 × hзп × hпк Р3 = Р2 × hоп

 

1. 7. 2. Частота вращения каждой ступени, об/мин.

 

nдв =

n

n

1 = nдв

 

n2 =

 

1

uоп

 

 

n3 =

n2 uзп

 

w

=

1. 7. 3.  Угловая скорость каждой ступени w, с-1 pnдв

дв        30

 

w

1 = wдв

 

 

w2 = uзп

 

 

w3 = uоп

 

Т =

1. 7. 4. Вращающий момент Т, Нм Рдв. р × 103

дв                w

Т1 =Тдв × uоп × hоп × hпк Т2  = Т1 × uзп × hзп × hпк Т3 = Т2 × hм

 

1. 8. Сводная таблица силовых и кинематических параметров привода.

 

 

2. Выбор материала зубчатой передачи.

 

Выбираются материалы шестерни и зубчатого колеса. Рекомендуемые материалы зубчатых колёс (табл. 4. ) Рекомендуемое сочетание материалов (табл. 5. ) Условие выбора материалов НВ1  = НВ2 + (20... 40)

 

1. 1. Материал шестерни: __ sв1; sТ1; НВ

[ ] [

]

1. 2. Материал зубчатого колеса: __ sв2; sТ 2; НВ2

2. 3. Определение допускаемых напряжений s Н; s F; МПа для шестерни и колеса.

 

[

2. 3. 1. Допускаемые напряжения s]Н для расчёта на контактную выносливость определяются по формуле:

 

s

[ ]Н » 2, 75× НВ× kрк (Н / мм2 ),

 

 

где: НВ- твёрдость материала зубчатого колеса по Бринеллю

 

ПРИМЕЧАНИЕ Расчеты ведутся для шестерни и колеса

 

kрк - коэффициент режима нагрузки при расчёте на контактную прочность.

 

 

kрк  = 6

NБ NЦ

 

, где

Число циклов нагружения NЦ каждого зуба рассчитываемого колеса за весь срок службы передачи определяются по формуле:

NЦ = 60× n × Lh × а

где n - частота вращения зубчатого колеса или шестерни, мин-1 ;  Lh = tГ × tД × tч - расчетная долговечность редуктора, час;

tГ срок службы редуктора в годах; (6 лет) tД число рабочих дней в году; (300 дней)

ч

t число часов работы редуктора в течение рабочего дня; (16 часов) а число зацеплений зуба за один оборот колеса, обычно,           а =1

 

 

Базовое число циклов нагружения для сталей твёрдостью á НВ350 принято

NБ =107 циклов.

Если в результате расчёта получится К рк á 1, 0, то следует принять Крк =1, 0

 

 

2. 3. 2. Допускаемое напряжение от изгиба при расчёте зубьев по пределу выносливости следует выбирать с учётом двух возможных случаев нагружения:

 

а) при одностороннем действии нагрузки, т. е. для не реверсивных передач (где направление вращения зубчатых колёс за весь срок службы редуктора не изменяется) допускаемое напряжение определяют по формуле:

 

(1, 5... 1, 6)× s

F             [n]× Кs                рu

s

б) при двухстороннем действии нагрузки, т. е. для реверсивных передач (где направление вращения зубчатых колёс часто изменяется) допускаемое напряжение определяется по формуле:

s

[ ]F = [n]× -1 s × Крu

где s-1 предел выносливости материала при симметрическом цикле нагружения может быть вычислен:

для углеродистых сталей s-1 = 0, 43× sв, Н / мм2

для легированных сталей s-1 = 0, 35× sв + (70... 120), Н / мм2

 

[n]- требуемый (допускаемый) коэффициент запаса прочности (табл. 6. )

 

Кs - эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба (табл. 7. ).

 

Крu - коэффициент режима нагрузки при расчёте зубьев на изгиб.

 

 

k рu = 9

NБ NЦ

 

 

Число циклов нагружения Nц определяют по формуле:

NЦ  = 60× nК × Lh × а

Базовое число циклов нагружения для сталей твёрдостью á НВ350 принято

NБ =107 циклов.

,

Если в результате расчёта получится Крu á 1, 0, то следует принять Крu =10

 

 

2. 4. Сводная таблица данных:

механические характеристики материалов зубчатой передачи.

 

 

3. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

 

 

Проектный расчёт.

 

3. 1. Главный параметр – межосевое расстояние аW , мм:

 

 

аW ³  Ка × (u+1)3 y T × 103 ]H × KHb

 

где, Ка - вспомогательный коэффициент.

Для косозубых передач Ка =43; для прямозубых передач Ка = 49, 5;

 

yа - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния (табл. 8. ).

 

u – передаточное число редуктора, см. п. 1. 8.

 

Т – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, см. п. 1. 8.

 

s

[ ]Н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, Н / мм2, см. п. 2. 4.

 

KHb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

 

Для прирабатывающихся зубьев KHb =1

Полученное межосевое расстояние аW ,  для нестандартных передач округлить

до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров по таблице (табл. 9. ).

 

3. 2. Модуль зацепления m, мм;

 

 

m

m ³

2× K × T × 103 d2 × b2 × [ ]F

где, Кm - вспомогательный коэффициент.

Для косозубых передач Кm =5, 8; для прямозубых передач Кm =6, 8.

[ ]

d2 = 2аW × u/(u +1)- делительный диаметр колеса, мм; b2 =ya × aW - ширина венца колеса, мм;

s F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочнымзубом, Н / мм2 , см. п. 2. 4.

Значения аW ,  мм ; Т, Нм; u; yа ; см. п. 2. 1.

 

 

Полученное значение модуля m округлить в большую сторону, до стандартного, из ряда чисел (табл. 10. ).

 

Примечание. Если модуль получился < 2 мм., то, несмотря на полученное значение егонадо принимать равным 2 мм. т. к. в силовых передачах применять значение модуля меньше2 мм. Не рекомендуется из-за опасности большого понижения несущей способности врезультате износа, повышенного влияния неоднородности материала, опасностиразрушения при перегрузках.

 

3. 3. Угол наклона зубьев bmin для косозубых передач:

 

,

bmin = arcsin 35m/b2

 

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают b = 8…16,

⇐ Предыдущая12345678Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: