Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология
Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии


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

Ряд

Модуль, мм

1-й 2-й 1,0 1,25 1,25 1,375 1,5 1,75 2,0 2,25 2,5 2,75 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 5,5 6,0 7,0 8,0 9,0

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:

Рис. 1.4. Размеры зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора Ширина венца шестерни, мм, Значения b3 и b4 округлить до целых чисел. Параметры зубчатой передачи представлены на рис. 1.4. Окружная скорость зубчатых колес, м/с, , где n2 – частота вращения промежуточного вала, об/мин. В зависимости от окружной скорости установить степень точности передачи (табл. 1.3).                                    Т а б л и ц а 1.3 Степень точности цилиндрических зубчатых передач по ГОСТ 1643-81
Степень точности

Окружная скорость, м/с

прямые зубья непрямые зубья
8 До 6 До 10

 

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: 2019-04-01; Просмотров: 204; Нарушение авторского права страницы


lektsia.com 2007 - 2022 год. Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав! (0.013 с.) Главная | Обратная связь