Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)
При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма, поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние аw. Межосевые расстояния быстроходной аwб и тихоходной аwт передач (ступеней) редуктора этого типа равны между собой. Однако тихоходная ступень более нагружена, поэтому расчет следует начать с нее (рис. 1.2). Межосевое расстояние передачи, мм,
, (1.3)
где Ка = 495 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач; Uт – передаточное число тихоходной ступени редуктора; Т3 – вращающий момент на ведомом валу передачи, Н×м; КНb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рис. 1.3, а, кривая 1) в зависимости от параметра ybd, , где yba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимается из ряда 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0.
а б Рис. 1.2. Схема Рис. 1.3. Коэффициент неравномерности распределения редуктора: нагрузки по ширине венца (НВ £ 350): а – КНβ при расчете 1 – быстроходная контактной прочности зубьев; б – КFβ при расчете ступень; 2 – тихо- зубьев на изгиб ходная
В качестве допускаемого контактного напряжения sНР для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение для зубчатого колеса:
, (1.4)
где - предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа; , НВ4 – твердость материала колеса (см. табл. 1.1); – коэффициент долговечности,
при NK £ NHlim ; (1.5) при NK > NHlim , (1.6)
где NHlim , NK - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, и суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,
; (1.7) , (1.8)
где n3 – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин; Lh – ресурс (долговечность) передачи, ч; SН – коэффициент запаса прочности, SН = 1,1. При выполнении расчетов принять [5] , где ZR, ZV, ZL, ZX – коэффициенты, учитывающие влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, окружной скорости, смазочного материала, размер зубчатого колеса. Модуль зубьев, мм, m = (0,01 - 0,02)аωт. Значение модуля принимается из вычисленного интервала и согласовывается со стандартным (табл. 1.2). Т а б л и ц а 1.2 Значения нормальных модулей
Сумма зубьев шестерни и колеса . Число зубьев шестерни . Так как зацепление выполнено без смещения, то по условию неподрезания ножки зуба минимальное число зубьев шестерни Z3 = 17. Рекомендуется проектировать шестерню тихоходной ступени с числом зубьев Z3 = 18 – 26. Если эта рекомендация не выполняется, то при определении суммарного числа зубьев Zс следует изменить модуль. Число зубьев колеса . Значения Zс и Z3 округлить до целых чисел. В дальнейших расчетах следует иметь в виду, что все нечетные индексы относятся к шестерне, четные – к колесу. Делительные диаметры, мм: Диаметры окружностей вершин зубьев, мм: Диаметры окружностей впадин зубьев, мм: Уточненное межосевое расстояние, мм, Рабочая ширина зубчатого венца bw равна ширине венца колеса b4, мм:
1.4.1. Проверочный расчет зубьев колес на прочность После определения геометрических размеров передачи необходимо проверить рабочие поверхности зубьев на контактную прочность, для чего следует определить рабочее контактное напряжение sН и сравнить его с допускаемым sНР. При этом должно выполняться условие: sН £ sНР. Рабочее контактное напряжение, МПа,
, (1.9)
где ZE = 190 МПа1/2 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес; ZН - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; для прямых зубьев ZН равен 1,77, для косых - 1,77×cos β; - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где - коэффициент торцевого перекрытия; - окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н; КА = 1,1 – коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины; КНV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл. П.2); КНα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач. Выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома, устанавливают для каждого колеса сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения: . При заданных условиях нагружения редуктора рабочие изгибные напряжения в три - четыре раза ниже допускаемых , поэтому в данной работе задача проверки зубьев на выносливость по изгибным напряжениям не ставится.
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2019-05-20; просмотров: 795; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.145.143.239 (0.014 с.) |