На головну

II. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

  1. Збирання РЕДУКТОРА
  2. I. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
  3. I. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
  4. I. Розрахунок накопичувальної частини трудової пенсії.
  5. I. Розрахунок розміру плати за комунальну послугу, надану споживачеві за розрахунковий період в i-м житловому приміщенні (житловий будинок, квартира) або нежитловому приміщенні
  6. I. Розрахунок розміру плати за комунальну послугу, надану споживачеві за розрахунковий період в i-м житловому приміщенні (житловий будинок, квартира) або нежитловому приміщенні
  7. I. Розрахунок розміру страхової частини трудової пенсії.

Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (див. Гл. III,табл. 3.3); для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка -Поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче - НВ 200.

Контактні напруги [формула (3.9)]

де sН lim b - Межа контактної витривалості при базовому числі циклів

За табл. 3.2 гл. III для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менш НВ 350 і термічною обробкою (покращенням)

sН lim b = 2 НВ +70

КHL - Коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають КHL = 1; коефіцієнт безпеки [SH] = 1,10.

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження за формулою (3.10) гл. III.

[sн] = 0,45 ([sн1] + [Sн2]);

 
 


для шестерні 482 МПа

 
 


для колеса »428 МПа.

Тоді розрахункова контактна напруга

[sн] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.

Необхідну умову [sн] ? 1,23 [sн2] Виконано.

коефіцієнт КНb, Незважаючи на симетричне розташування коліс щодо опор (див. Рис. 12.2), приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як з боку ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала і погіршують контакт зубів. Приймаємо попередньо по табл. 3.1, як у випадку несімместрічного розташування коліс, значення КНb = 1,25.

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по межосе-

 
 


вому віддалі

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі (3.7) гл. III

де для косозубих коліс Ка = 43, а передавальне число нашого редуктора и = ир = 5.

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 aw = 200 мм.

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за такою рекомендації:

тп = (0,01 ? 0,02) aw = (0,01 ? 0,02) 200 = 2 ? 4 мм;

приймаємо по ГОСТ 9563 - 60 * тп = 2,5 мм.

Приймемо попередньо кут нахилу зубів b = 10 ° і визначимо числа зубів шестерні і колеса [см. формулу (3.16)]:

приймаємо z1 = 26; тоді z2 = z1и = 26 . 5 = 130.

Уточнене значення утла нахилу зубів

Основні розміри шестерні і колеса:

діаметри ділильні

 
 


Перевірка

діаметри вершин зубів:

ширина колеса b2 = ybaaw = 0,4 . 200 = 80 мм:

ширина шестерні b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:

Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі

При тaкой швидкості для косозубих коліс слід прийняти 8-ю ступінь точності.

коефіцієнт навантаження

значення Кнbдані в табл. 3.5; при ybd = 1,275, твердості НВ ? 350 і несиметричному розташуванні коліс щодо опор з урахуванням вигину веденого вала від натягу ланцюгової передачі Кнb»1,155.

За табл. 3.4 гл. III при v = 3,38 м / с і 8-го ступеня точності КН a»1,08. За табл. 3.6 для косозубих коліс при v ? 5 м / с маємо КН v = 1,0. Таким чином, КН = 1,155 х 1,08 х 1,0 = 1,245.

Перевірка контактних напружень по формулі (3.6):

 Сили, що діють в зачепленні [формули (8.3) і (8,4) гл. VIII]:

окружна

 
 


радіальна

осьова Fa = Ft tgb = 3750 tg 12 ° 50 '= 830 H.

Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням вигину за формулою (3.25):

 Тут коефіцієнт навантаження КF = КFb КFv. За табл. 3.7. при ybd = 1,275, твердості НВ ? 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор KFb = 1,33. За табл. 3.8 КFv = 1,3. Таким чином, коефіцієнт Kf = 1,33 . 1,3 = 1,73; YF - Коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів zv [См. гл. III, пояснення до формули (3.25)]:

у шестерні

 
 


у колеса

Напруга, що допускається за формулою (3.24)

За табл. 3.9. для сталі 45 поліпшеної при твердості НВ ? 350 s0F lim b = 1,8 НВ.

Для шестерні s0F lim b = 1,8 . 200 = 360 МПа. [SF] = [SF] ? [SF] ?? - коефіцієнт безпеки [см. пояснення до формули (3.24)], де [SF] ? = 1,75 (по табл. 3.9), [SF] ?? = 1 (для поковок і штамповок). Отже, [SF] = 1,75.

Долпускаемие напруги

 
 


для шестерні

 
 


для колеса

 
 


знаходимо відносини

 
 


для шестерні

 
 


для колеса

Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для котоорого знайдене відношення менше.

визначаємо коефіцієнти Yb и KFa [См. гл. III, пояснення до формули (3.25)]:

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття ea = 1,5 і 8-го ступеня точності KFa = 0,92.

Перевіряємо міцність зуба колеса за формулою (3.25):

Умова міцності виконано.

 



Попередня   90   91   92   93   94   95   96   97   98   99   100   101   102   103   104   105   Наступна

ТЕПЛОВОЇ РОЗРАХУНОК РЕДУКТОРІВ | ДОПУСКИ І ПОСАДКИ ДЕТАЛЕЙ ПЕРЕДАЧ | Граничні відхилення основних отворів | Поверхонь деталей машин | МУФТИ ДЛЯ ПОСТІЙНОГО З'ЄДНАННЯ ВАЛІВ | Муфти ланцюгові однорядні (по ГОСТ 20742-81, зі скороченнями) | ЗАПОБІЖНІ МУФТИ | Муфти запобіжні кулачкові | Муфти запобіжні кулькові | Муфти запобіжні фрикційні |

© um.co.ua - учбові матеріали та реферати