Определение геометрических параметров зубчатого зацепления
Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Разраб. Провер. Царук Реценз. Н. Контр. Утверд. Царук РАСЧЕТ РЕДУКТОРА Лит. Листов 4 Расчет редуктора
Расчет косозубой цилиндрической передачи
Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Определим допускаемые контактные напряжения для каждого из зубчатых колес с. 28:
(4.1)
где – предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа с. 29:
– коэффициент запаса прочности (таблица 3.1) ;
– коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев;
–коэффициент, учитывающий окружную скорость;
–коэффициент, учитывающий влияние смазки;
– коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
Выбираем cталь 45 твердость для шестерни 302 HB, для колеса 269 HB.
При проектировочных расчетах по ГОСТ 21354 принимают:
(4.2)
где –коэффициент долговечности, принимаемый равным =1;
– предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, МПа (зависит от твердости материала зубьев, таблица 3.2).
;
;
Определив величины и в качестве допускаемого контактного напряжения для косозубого зацепления, принимаем для проектировочного расчета формулу с. 32:
; (4.3)
|
|
Проверка:
Проверка выполняется.
где – меньшее из двух значений и .
Определяем допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе ,МПа с. 32:
(4.4)
Изм. |
Лист |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
(4.5)
где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (таблица 3.1):
.
;
–коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, при улучшении = 1;
– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев, = 1;
– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. = 1;
– коэффициент долговечности, ;
–коэффициент безопасности, определяется как = ,
где определяется в зависимости от заданной вероятности неразрушения и обработки материала (таблица 3.1), ;
определяется в зависимости от способа получения заготовки зубчатого колеса (таблица 3.1), ;
– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность к концентрации напряжений, определяется по графику ( рисунок 3.1), ;
|
|
–коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, = 1;
– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса,
Проектировочный расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость
Определим ориентировочный начальный диаметр шестерни с. 34:
(4.6)
где – вспомогательный коэффициент, для косозубых 675 МПа;
– крутящий момент на ведущем валу, Н∙м;
–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес НВ, кинематической схемы передачи и величины , ;
–коэффициент внешней динамической нагрузки (таблица 3.3), ;
–передаточное число рассчитываемой зубчатой пары, ;
–коэффициент ширины зубчатого венца, задается в соответствии с таблица 3.4, ;
- допускаемые контактные напряжения.
Определение геометрических параметров зубчатого зацепления
Определимначальный диаметр колеса с. 36:
(4.7)
Определим ориентировочное значение межосевого расстояния при внешнем зацеплении с. 36:
|
|
(4.8)
Принимаем модуль для косозубых колес с. 36:
(4.9)
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения:
Предварительно принимается угол наклона линии зубьев для косозубых колес .
Определяем число зубьев шестерни и для косозубого колеса с. 37:
(4.10)
Изм. |
Лист |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
и
Уточняем передаточное число с. 37:
(4.11)
Уточняем угол наклона линии зубьев с. 37:
(4.12)
Уточняем диаметр начальной окружности шестерни и колеса :
(4.13)
(4.14)
Уточняем межосевое расстояние с. 37:
; (4.15)
Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса с. 37:
|
|
(4.16)
(4.17)
Определяем окружную скорость[1] с. 40:
(4.18)
Дата добавления: 2018-11-24; просмотров: 214; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!