Расчёт быстроходной ступени редуктора
Материал колеса и шестерни – сталь 45. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс и шестерни – улучшение, имеем: для шестерни:, ; для колеса:, ; где – твёрдость рабочей поверхности зубьев, – предел текучести материала. Определим твёрдость зубьев шестерни и колеса: ; . Определимкоэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1., учитывая режим работы №3: ; . Определим число циклов перемены напряжений. Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: , , где –ресурс передачи; и – частота вращения шестерни и колеса соответственно; = =1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот. Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3. определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , . Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость: , где – коэффициенты приведения на контактную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. Так как , то принимаем и , то . Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: , , где – коэффициенты приведения на изгибную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. Так как и , то принимаем . Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим для шестерни: , , для зубчатого колеса: , , , , где и – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; – твёрдость зубьев шестерни или колеса. Определим предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения: ,
, где – предел текучести материала колеса или шестерни; –твёрдость зубьев шестерни или колеса. Проверим передачу на контактную выносливость: , , , . Принимаем допускаемое контактное напряжение как меньшее значение: . Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: и , где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина зубчатого венца находится по формуле , =4.5 – передаточное число данной ступени редуктора. По таблице 5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок “a” находим , Тогда Значения определяются по табл. 5.6 Коэффициент определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи. Принимаем 8-ю степень точности изготовления передачи находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки Определим коэффициент ширины быстроходной ступени Определяем рабочую ширину колеса: . Ширина шестерни: . Вычислим модуль передачи по формуле: , где =257.1 МПа – изгибное напряжение на колесе; , . Тогда . Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение . Определим минимально возможный угол наклона зуба . Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: . Округляем это число и получаем . Определяем действительное значение угла и сравниваем его с минимальным значением: . Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая, что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи ; . Найдём фактическое передаточное число передачи: . Таким, образом отклонение фактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинального значения . Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим: где – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4; – коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1; – коэффициент, учитывающий наклон зуба. Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: . Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно. , , где – модуль зубчатых колёс; – угол наклона зуба; Проверка Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев ; ; ; . Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу на среднем находим по формуле: Н, Осевая сила на шестерне: Н, Радиальная сила на шестерне: Н
Популярное: Генезис конфликтологии как науки в древней Греции: Для уяснения предыстории конфликтологии существенное значение имеет обращение к античной... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (180)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |