|
Читайте также: |
В редукторостроении экономически целесообразно применять стали с твердостью НВ ≤ 350.
Материал колеса выбирают по таблице 2.9 – сталь с НВ < 350, например, сталь 45, термообработка – улучшение. Твердость НВ2 = 200.
Предел прочности 
= 690 МПа. Предел текучести 
= 340 МПа.
Допускаемые контактные напряжения 
где 
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов:
= 2 НВ2 + 70 МПа;
КHL – коэффициент долговечности, для редукторостроения КHL = 1,0;
SH = 1,1…1,2 – коэффициент безопасности.
Допускаемые напряжения изгиба:
,
где 
- предел выносливости при базовом числе циклов нагружений: 
= (1,7…1,8) НВ2;
SF = 1,7…1,8 – коэффициент безопасности;
КFL = 1,0 – коэффициент долговечности;
КFC – коэффициент, учитывающий реверсивность движения;
КFC = 1,0 - для нереверсивного и КFC = 0,7…0,8 – для реверсивного движения.
Материал шестерни должен быть тверже материала колеса, так как зубья шестерни входят в зацепление чаще, чем зубья зубчатого колеса:
НВ1 ≥ HB2 + (20…50).
Согласно твердости НВ1 по таблице 2.9 выбирают материал для шестерни. Например, сталь 45, термообработка – улучшение. Твердость НВ1 = 230.
Предел прочности 
= 780 МПа. Предел текучести 
= 440 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
.
Допускаемые напряжения изгиба:
.
Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес:
для косозубых и шевронных:
.
Если условие не выполняется, то принимаем:
[σ]Н = 1,25 [σ]Н2(min).
Определение параметров зацепления и размеров зубчатых колес (рисунок 1.12)
Принимают расчетные коэффициенты. Коэффициент нагрузки КН:
КН=1,0…1,15– для симметричного и КН = 1,1…1,25 – для несимметричного расположения колес относительно опор.
Коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию 
,
≤ 0,2; 0,25; 0,315 – для прямозубых колес;
= 0,315; 0,4; 0,5 – для косозубых;
большее значение принимают для симметричного, среднее - несимметричного, меньшее – консольного расположения зубчатых колес относительно опор.
Определяют минимальное межосевое расстояние 
из условия контактной прочности:
, мм,
где (u+1) – для передач с внешним и (u-1) –с внутренним зацеплением;
С = 310 – для прямозубых и С = 270 – для косозубых передач;
Т2 – момент на колесе, Н∙мм.
Расчетные значения а ω округляют до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 2185 (таблица 2.10).
Определяют нормальный модуль для внешнего зацепления mn = (0,01…0,02) а ω, мм.
Расчетное значение модуля округляют до стандартного (таблица 2.11). Уменьшение модуля приводит к увеличению числа зубьев колес и увеличению коэффициента перекрытия 
, т.е. увеличивает плавность зацепления, но уменьшает прочность зубьев на изгиб. Для закрытых передач приводов, как правило, принимают m 
2 мм.
Для косозубых колес предварительно назначают угол наклона зубьев:
β = 8о…15о – для косозубых колес; β = 15о…30о – для шевронных колес.
Определяют число зубьев шестерни и колеса.
Суммарное число зубьев шестерни и колеса: 
;
zc – округляют до целого значения и уточняют угол наклона зубьев,
(вычисляют с точностью до 5 знака),
Для внешнего зацепления число зубьев:
шестерни z1 = 
колеса z2 = zc – z1 .
Для внутреннего зацепления:
.
Если z1 окажется меньше 17, то принимают меньшее значение модуля.
Значения z1 и z2 округляют до целых чисел.
Уточняют передаточное число: 
.
Расхождение с исходным значением: Δu = 
.
Если Δu > 3%, то увеличивают или уменьшают модуль зацепления, а затем заново определяют числа зубьев z1 и z2.
Определяют основные геометрические размеры передачи (с точностью до 2 знака), мм.
Диаметры делительных окружностей:
; 
.
Проверяют условие:
- для внешнего и 
- для внутреннего зацепления.
Диаметры окружностей выступов:
для внутреннего зацепления: 
.
Диаметры окружностей впадин:
для внутреннего зацепления: 
.
Ширина зубчатых колес: 
; 
.
Значения b1 и b2 округляют до целых чисел, как правило, кратным 2 или 5.
Проверяют условие b2 < d1 - для прямозубых и b2 < 1,5d1 – для косозубых колес.
Если условие не выполняется, то принимают b2 = d1 и b2 = 1,5d1 соответственно.
Определяют коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:
.
Дата добавления: 2015-12-07; просмотров: 80 | Нарушение авторских прав