курсовой проект Детали машин / пособие 11
.pdfЦиліндричні та конічні зубчасті передачі з прямими і непрямими зубцями при HB1ñð - HB2ñð = 20...50 розраховують за меншим значенням [σ ]H з отриманих для
шестерні [σ ]H1 і колеса [σ ]H 2 ; тобто за менш міцними зубцями.
Зубчасті передачі з непрямими зубцями при різниці середніх твердостей
робочих поверхонь зубців шестерні і колеса НВ1порівн -НВ2ср ³ 70 і твердості зубців колеса £ 350 НВ2 розраховують по середній допустимій контактній
напрузі:
|
[σ ]H = 0,45([σ ]H1 + [σ ]H 2 |
(2.4.) |
|
|
|
При цьому [σ ]H не повинне |
перевищувати 1,23[σ ]H 2 для циліндричних |
|
косозубчастих коліс і 1,15[σ ]H 2 |
для конічних коліс з непрямими зубцями. У |
протилежному випадку [σ ]H = 1,23[σ ]H 2 і [σ ]H = 1,15[σ ]H 2 .
3. Визначення допустимої напруги вигину [σ ]F , Н/мм2.
Перевірочний розрахунок зубчастих передач на вигин виконується окремо
для зубців шестерні і колеса по допустимим напругам вигину [σ ]F1 і |
[σ ]F 2 , які |
||||
визначаються в наступному порядку: |
|
|
|
|
|
а) коефіцієнт довговічності |
|
|
|
|
|
KFL |
= 6 |
|
NFO |
|
(2.5.) |
|
N |
||||
|
|
|
де N FO = 4× 106 — число циклів зміни напруг для всіх сталей, що відповідає межі
витривалості;
N — число циклів зміни напруг за весь термін служби (наробіток) — п. 2,а. При твердості ≤ 350 НВ 1 ≤ KFL ≤ 2,08 ; при твердості >350 НВ 1 ≤ KFL ≤ 1,63 . Якщо
N > NFO , то приймають KFL =1 ; |
|
|
|
б) |
допустима напруга на вигин [σ ]FO відповідає межі згинаючій витривалості при |
||
числі циклів зміни напруг N FO (по табл. 2.1); |
|
|
|
в) |
допустима напруга на вигин для зубів шестерні [σ ]F1 і колеса |
[σ ]F 2 : |
|
|
[σ ]F1 = KFL1[σ ]FO1 ; |
[σ ]F 2 = KFL2 [σ ]FO2 |
(2.6.). |
Для реверсивних передач [σ ]F зменшують на 25%.
Розрахунок модуля зачеплення для циліндричних і конічних зубчастих передач з прямими і непрямими зубцями виконують за меншим значенням [σ ]F з отриманих для шестерні [σ ]F1 і колеса [σ ]F 2 , тобто за менш міцними зубцями.
2.2. Приклад вибору матеріалу зубчатої (черв’яної) передачі та визначення допустимих напруг
Привод до стрічкового конвеєра з двигуном потужністю P =3 кВт і частотою обертання n =955 об/хв складається з клинопасової передачі з передаточним числом uвп =2,5 та одноступеневого циліндричного редуктора з передаточним
21
числом uзп =3,15. Обрати матеріал косозубчастої передачі редуктора та визначити граничні контактні та вигинаючи напруги.
1. Обираємо матеріал зубчатої передачі:
а) За табл. 2.1. визначаємо марку сталі: для шестерні – 40Х, твердість ³ 45HRCэ1 ; для колеса – 40Х, твердість £ 350HB2 . Різниця середніх твердостей HB1ср - HB2ср ³ 70.
б) За табл. 2.2. визначаємо механічні характеристики сталі 40Х:
для шестерні твердість 45...50HRCэ1 , термообробка – покращення та загартування
токами високої частоти, Dгран = 125 мм; для колеса твердість 269...302HB2 , термообробка – покращення, Sгран = 80 мм.
в) Визначаємо середню твердість зубців шестерні та колеса:
HRCэ1ср = |
45 + 50 |
= 47,5 |
HB2cр = |
269 + 302 |
= 285,5 |
|
|||
|
|
|
|||||||
|
|
|
2 |
|
|
2 |
|
|
|
За графіком співвідношення твердостей, |
які виражені в одиницях HB і HRCэ , |
||||||||
знаходимо HB1ср = 457 . |
|
|
|
|
|
|
|
||
2. Визначаємо граничні контактні напруги для зубців шестерні [σ ]H1 |
і колеса |
||||||||
[σ ]H 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності K HL . |
|
||||||||
Напрацювання за весь час служби: |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
для колеса |
|
|
|
|
N2 = 573ω2 Lh |
= 573 ×12,69 ×15 ×103 = 109,1×106 циклів, |
|
|||||||
де ω2 = πn /(30uзпuвп ) ; |
|
Lh |
- ресурс, год; |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
для шестерні |
|
|
|
|
|
N1 |
= N2uзп |
= 109,1×106 ×3,15 = 343,6 ×106 циклів. |
|
||||||
Число циклів |
зміни |
напруги NHO , яке відповідає границі витривалості, |
|||||||
знаходимо за табл. 2.3. інтерполяцією: |
|
|
|
|
|||||
NHO1 = 69,9 ×106 циклів; NHO2 |
= 22,5 ×106 циклів. |
|
|||||||
Так як N1 > NHO1 |
і N2 > NHO2 , то коефіцієнти довговічності KHL1 = 1 і KHL2 |
= 1. |
б) За табл 2.1. визначаємо допустиму контактну напругу [σ ]HO , яке відповідає числу циклів зміни напруг NHO :
для шестерні
[σ ]HO1 = 14HRCэ1ср +170 = 14 × 47,5 +170 = 835 Н / мм2 ;
для колеса
[σ ]HO2 = 1,8HB2ср + 67 = 1,8× 285,5 + 67 = 580,9 Н / мм2 .
22
в) Визначаємо допустиму контактну напругу:
|
для шестерні |
[σ ]H1 |
= KHL1 ×[σ ]HO1 = 1×835 = 835 Н / мм2 ; |
|
для колеса |
[σ ]H 2 |
= KHL2 ×[σ ]HO2 =1×580,9 = 580,9 Н / мм2 . |
Оскільки HB1ср - HB2ср = 457 - 285,5 = 171,5 > 70 і HB2ср = 285,5 < 350HB , то |
косозубчаста передача розраховується на міцність по середній допустимій контактній напрузі:
[σ ]H = 0,45([σ ]H1 + [σ ]H 2 ) = 0,45(835 + 580,9) = 637,9 Н / мм2 . |
|
При цьому умова |
[σ ]H = 637,9 Н / мм2 < 1,23[σ ]H 2 =1,23×580,9 = 714,5 Н / мм2 |
виконується.
3. Визначаємо допустимій напруги вигину для зубців шестерні [σ ]F1 і колеса
[σ ]F 2 :
а) Розрахуємо коефіцієнт довговічності KFL . Напрацювання за весь час служби:
для шестерні N1 = 109,1×106 циклів; для колеса N2 = 343,6 ×106 циклів.
Число циклів зміни напруг, яке відповідає границі витривалості, N FO = 4 ×106 для обох коліс.
Оскільки N1 > NFO1 та N2 > NFO2 , то коефіцієнти довговічності KFL1 = 1 і KFL2 = 1.
б) За табл. 2.1. визначаємо допустиму напругу вигину, яка відповідає числу циклів зміни напруг NFO :
для шестерні [σ ]FO1 = 310 Н / мм2 у припущенні, що m < 3 мм ;
для колеса [σ ]FO 2 = 1,03× HB2ср = 1,03× 285,5 = 294 Н / мм2 .
в) Визначаємо допустиму напругу вигину:
для шестерні [σ ]F1 = KFL1 ×[σ ]FO1 = 1×310 |
= 310 Н / мм2 ; |
|
для колеса [σ ]F 2 = KFL2 ×[σ ]FO 2 = 1× 294 |
= |
294 Н / мм2 . |
Так як передача є реверсивною, то |
[σ ]F зменшуємо на 25%: |
|
[σ ]F1 = 310 ×0,75 = 232,5 Н / мм2 ; [σ ]F 2 |
= 294 ×0,75 = 220,5 Н / мм2 . |
23
4. Складаємо відповідь до задачі у вигляді таблиці 2.4.
Таблиця 2.4.
Механічні характеристики матеріалів зубчатої передачі
Елемент |
Марка |
Dгран |
Термообробка |
HRC1ср |
[σ ]H |
[σ ]F |
передачі |
сталі |
|
|
|
|
|
Sгран |
|
HRC2ср |
Н / мм2 |
|||
Шестерня |
40Х |
125 |
П |
47,5 |
835 |
232,5 |
колесо |
40Х |
80 |
П+ТВЧ |
285,5 |
580,9 |
220,5 |
2.3.Черв'ячні передачі
1.Вибір матеріалу черв'яка і черв'ячного колеса.
Черв'яки виготовляють з тих же марок сталей, що і шестерні зубчастих передач. Вибір марки сталі черв'яка та визначення її механічних характеристик проводять по табл. 2.1 та 2.2. При цьому для передач малої потужності ( Р ≤ 1кВт) застосовують термообробку — поліпшення із твердістю £ 350 НВ, а для передач більшої потужності з метою підвищення КПД — загартування ТВЧ до твердості ³ 45 HRCэ, шліфування і полірування витків черв'яка.
Матеріали для виготовлення зубчастих вінців черв'ячних коліс умовно ділять на три групи: група I - олов'яні бронзи; група II - безолов'янисті бронзи та латуні; група III - сірі чавуни.
Вибір марки матеріалу черв'ячного колеса залежить від швидкості ковзання і вибирається по табл. 2.5. Швидкість ковзання Vs, м/с, визначається по емпіричній формулі
VS |
= |
4,3ω2uзп |
|
|
(2.7.), |
|
3 |
Т2 |
|||||
103 |
||||||
|
|
|
|
|
де T2 — обертаючий момент на валу черв'ячного колеса, Н× м; ω2 — кутова швидкість тихохідного вала, 1/с; uзп — передаточне число редуктора. Значення T2 , ω2 , uзп вибирають з табл. 1.5.
|
Матеріали для черв'ячних коліс |
|
Таблиця 2.5. |
|||
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
σ В |
|
σТ |
Швидкість |
Група |
Матеріал |
Спосіб виливки |
|
|
|
ковзання |
Н/мм2 |
|
v S , м/с |
||||
|
|
|
|
|||
|
БрО10Н1Ф1 |
Ц |
285 |
|
165 |
|
|
|
|
|
|
|
|
I |
БрО10Ф1 |
К |
275 |
|
200 |
>5 |
З |
230 |
|
140 |
|||
|
|
|
|
|||
|
БрО5Ц5С5 |
К |
200 |
|
90 |
|
|
З |
145 |
|
80 |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
24
|
|
|
|
Продовження таблиці 2.5 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
Бра10Ж4Н4 |
Ц |
700 |
460 |
|
|
|
К |
650 |
430 |
|
||
|
|
|
||||
|
Бра10Ж3Мц1,5 |
К |
550 |
360 |
|
|
II |
З |
450 |
300 |
2...5…5 |
||
|
||||||
Бра9Ж3Л |
Ц |
530 |
245 |
|||
|
|
|||||
|
К |
500 |
230 |
|
||
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
ЛЦ23А6Ж3Мц2 |
Ц |
500 |
330 |
|
|
|
К |
450 |
295 |
|
||
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
III |
СЧ18 |
З |
355 |
— |
<2 |
|
|
|
|
|
|||
СЧ15 |
З |
315 |
— |
|||
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
Примітки: 1. Для чавунів наведені значення σ ви .
2.Прийняті позначення: Ц - відцентровий, К - у кокіль, З - у землю.
2.Визначення допустимих контактних [σ ]H , Н/мм2, і згинаючих [σ ]F , Н/мм2, напруг.
Допустимі напруги визначають для зубчастого вінця черв'ячного колеса залежно від матеріалу зубців, твердості витків черв'яка НRСэ (НВ), швидкості ковзання VS , ресурсу Lh і обчислюють по емпіричних формулах, наведеним
у табл. 2.6.
|
Допустимі напруги, для черв'ячного колеса |
Таблиця 2.6. |
|||
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
Черв'як |
Черв'як |
|
|
|
|
загартований |
Нереверсивна |
Реверсивна |
||
Група |
поліпшений, |
||||
при нагріванні |
передача |
передача |
|||
матеріалів |
£350 HB |
ТВЧ, ³45 HRC |
|
|
|
|
[σ ] , Н / мм2 |
[σ ] , Н / мм2 |
|||
|
Н |
|
F |
|
|
I |
KHLCv 0,75σв |
KHLCv 0,9σв |
(0,08σв + 0,25σт )KFL |
0,16σв KFL |
|
|
|
|
|||
II |
250 − 25vs |
300 − 25vs |
|||
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
III |
175−35vs |
300 − 35vs |
0,12σвиKFL |
0,075σвиKFL |
|
|
|
|
|
|
Примітки:
1. Cv — коефіцієнт, що враховує зношування матеріалу:
Vs |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
Cv |
1,33 |
1,21 |
1,11 |
1,02 |
0,95 |
0,88 |
0,83 |
0,80 |
25
2. KHL — коефіцієнт довговічності при розрахунку на контактну міцність:
KHL = 8 |
107 |
, де N — число циклів навантаження зубців черв'ячного колеса за |
||||||||
|
||||||||||
|
|
N |
|
107,то N прийняти |
||||||
весь термін служби — наробіток ( 2.1, п. 2,а). Якщо N>25× |
||||||||||
рівним 25× 107. |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
3. |
KHL - коефіцієнт довговічності при розрахунку |
на |
вигин: |
KFL = 9 |
106 |
, |
||||
|
||||||||||
примітка 2. |
|
|
|
|
N |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
||||
Якщо N < 106 , то його приймають рівним 106 . Якщо |
N > 25×107 ,то |
N прийняти |
||||||||
рівним 25×107 . |
|
|
|
|
|
|
|
|||
4. |
σТ , σ в , σ ви — межа текучості і межі міцності при розтягуванні та вигині, |
Н/мм2 (табл. 2.5).
5.Якщо передача працює в реверсивному режимі, то отримане значення напруги, [σ ]F що допускається, потрібно зменшити на 25%.
6.Для всіх черв'ячних передач (незалежно від матеріалу вінця колеса) при розташуванні черв'яка поза масляною ванною значення [σ ]H потрібно
зменшити на 15%.
2.4. Приклад розрахунку допустимих напруг
Привод до шнека-змішувача |
з |
двигуном |
потужністю Р = 2,2кВт та |
||||||
частотою |
обертання |
n = 1460об / хв |
складається |
з |
черв’ячного редуктора з |
||||
передатним числом |
uзп = 16 та плоскопасової передачі з передатним числом |
||||||||
uвп = 2 . Момент на |
тихохідному валу |
Т2 |
= 353,8Н × м , його кутова |
швидкість |
|||||
ω2 = 4,77 |
1/с. Термін |
служби привода |
Lh = 10000 |
год. Вибрати |
матеріали |
черв’ячної передачі та визначити допустимі контактні та вигинаючи напруги. |
|
||||||||
1. |
Обираємо марку сталі для черв’яка й визначаємо її механічні |
||||||||
характеристики: |
|
|
|
|
|
||||
з |
табл.2.1. |
при потужності |
Р = 2,2кВт черв’як виготовляють зі сталі 40Х |
з |
|||||
твердістю |
³ 45HRCэ , термообробка – покращення та загартування ТВЧ; |
за |
|||||||
табл.2.2. для сталі 40Х – твердість 45…50 HRCэ , σ в = 900Н / мм2 , σТ = 750Н / мм2 . |
|||||||||
2. |
Визначаємо швидкість ковзання: |
|
|||||||
|
|
VS = |
4,3ω2.uзп |
|
|
= 4,3× 4,77 ×16 3 |
|
= 2,32 м/с. |
|
|
|
3 |
Т2 |
3535,8 |
|
||||
|
|
|
|
||||||
|
|
103 |
|
103 |
|
|
|
3.У відповідності зі швидкістю ковзання за табл.2.5. з групи ІІ приймаємо порівняно дешеву бронзу БрА10Ж4Н4, яку було отримано способом відцентрового лиття: σ в = 700Н / мм2 , σТ = 460Н / мм2 .
4.Для матеріалу вінця черв’ячного колеса за табл.2.6. визначаємо допустимі контактні [σ ]H та згинаючі [σ ]F напруги.
а) |
За |
твердості |
витків |
черв’яка |
³ 45 |
HRCэ, |
, |
[σ ]Н = 300 - 25VS = 300 - 25× 2,32 = 242Н / мм2 . |
Так як черв’як |
розміщений |
поза |
26
масляною ванною, то [σ ]H зменшуємо на 15%:
[σ ]Н = 242 ×0,85 = 205,7Н / мм2 .
б) Коефіцієнт довговічності KFL = |
9 |
106 |
, |
|||||||
N |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
де наробіток N = 573ω2 Lh = 573× 4,77 ×10000 = 27,3×106 циклів. |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Тоді KFL = |
9 |
|
10 |
6 |
= 0,69 . |
|
|
|
||
|
27 ×106 |
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Для нереверсивної передачі |
|
|
|
|||||||
[σ ]F = (0,08σ в |
+ 0,25σТ )KFL = (0,08×700 + 0,25× 460) ×0,69 = 118Н / мм2 . |
5. Складаємо відповідь до задачі у вигляді таблиці 2.7.
Таблиця 2.7.
Механічні характеристики матеріалів черв’ячної передачі
Елемент |
Марка |
Dгран |
Термо- |
HRCэ |
σ в |
σТ |
[σ ]H |
[σ ]F |
передачі |
матеріалу |
|
обробка |
|
|
|
|
|
|
|
|
Спосіб |
|
|
Н / мм2 |
|
|
|
|
|
лиття |
|
|
|
|
|
Черв’як |
Сталь 40Х |
125 |
П+ТВЧ |
45…50 |
900 |
750 |
- |
- |
Колесо |
БрА10Ж4Н4 |
- |
Ц |
- |
700 |
450 |
205,7 |
118 |
Характерні помилки:
1.Невірно розрахунки.
2.Невірно визначені коефіцієнти довговічності KHL та KFL .
3.Невірно обрані співвідношення твердості шестерні та колеса зубчатої пари .
4.Невірно визначені колеса з менш міцним зубом.
5.Невірно вибрані з відповідних таблиць формули для визначення допустимих контактних [σ ]H та згинаючих [σ ]F напруг.
27
3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТИХ (ЧЕРВ'ЯЧНИХ) ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРІВ
Мета: 1. Виконати проектний розрахунок редукторної пари.
2. Виконати перевірочний розрахунок редукторної пари.
Технічним завданням передбачено проектування нестандартних, одноступінчастих закритих передач індивідуального виробництва.
Розрахунок зубчастої (черв'ячної) закритої передачі проводиться у два етапи: перший розрахунок — проектний, другий — перевірочний.
Проектний розрахунок виконується по контактних допустимих напругах, з метою визначення геометричних параметрів редукторної пари. У
процесі проектного розрахунку задаються цілим рядом табличних величин і коефіцієнтів; результати деяких розрахункових величин округляють до цілих або стандартних значень; у пошуку оптимальних рішень доводиться неодноразово робити перерахунки. Тому після остаточного визначення параметрів зачеплення виконують перевірочний розрахунок
Перевірочний розрахунок повинен підтвердити правильність вибору табличних величин, коефіцієнтів і отриманих результатів у проектному розрахунку, а також визначити співвідношення між розрахунковими і допустимими напругами, згинаючої і контактної витривалості. При незадовільних результатах перевірочного розрахунку потрібно змінити параметри передачі і повторити перевірку.
Проектний і перевірочний розрахунки не можна розглядати як просте арифметичне завдання, що зводиться до підстановки в певну формулу тих або інших вихідних даних. Для рішення цього завдання потрібно її всебічний аналіз, облік специфічних факторів роботи всього машинного агрегату, а також окремих деталей і вузлів передачі.
Так, при всій конструктивній розмаїтості загально промислових редукторів вони мало розрізняються за техніко-економічними характеристиками і для них типові середні вимоги до технічного рівня, критерієм якого γ є відношення маси редуктора m, кг, до моменту Т2, Н× м (див.
табл. 1.5), на тихохідному валу. В ескізному проектуванні попередньо можна прийняти
γ = |
m |
= 0,1...0,2 кг /(Н × м) |
(3.1.) |
|
T |
||||
|
|
|
||
|
2 |
|
|
Це дає можливість орієнтовно прогнозувати значення головного параметра редуктора (аw — міжосьова відстань для циліндричної і черв'ячної
передач, de2 — зовнішній ділильний діаметр колеса для конічної передачі), що і
визначить його навантажувальну здатність, масу, габарити та технологічні особливості виготовлення.
а) Визначити масу редуктора m = (0,1...0,2) Т2, кг.
б) Вибрати передбачуваний діапазон величини головного параметра редуктора аw , de2 по табл. 3.1.
При проектному розрахунку головного параметра на контактну міцність бажано одержати його величину в передбачуваному діапазоні, що забезпечить
28
достатній критерій технічного рівня редуктора γ . Для досягнення цього можна при необхідності варіювати середньою твердістю НВср матеріалу колеса з менш міцним зубом (2.1, п. 2, в), тому що встановлено, що існує статистична залежністьγНВср = const . При невеликих значеннях моменту Т2 можливо одержати
низький критерій технічного рівня γ > 0, 2 .
У проектованих приводах розраховують одноступінчасті зубчасті передачі зовнішнього зачеплення: закриті циліндричні косозубчасті і конічні з круговим зубом; відкриті циліндричні та конічні — прямозубі. Порядок розрахунку передач з прямими і непрямими зубами однаковий, тому в приведеній методиці розрахунку закритих передач з непрямими зубцями в окремих пунктах вказано особливості розрахунку відкритих — з прямими зубцями.
Черв'ячні одноступінчасті передачі розраховують у закритому виконанні з верхнім, нижнім або бічним розташуванням циліндричного черв'яка.
Таблиця 3.1.
Головні параметри одноступінчастих редукторів
Циліндричні редуктори
Маса редуктора m, кг |
|
45 |
60 |
70 |
85 |
110 |
140 |
|
Міжосьова відстань aw , мм |
|
100 |
125 |
140 |
160 |
180 |
200 |
|
|
|
Конічні редуктори |
|
|
|
|
||
Маса редуктора m, кг |
|
20 |
30 |
40 |
60 |
80 |
120 |
|
Зовнішній ділильний |
|
u=2...2,8 |
125 |
140 |
160 |
180 |
200 |
224 |
діаметр колеса de2 , мм |
|
u=3,15...5 |
160 |
180 |
200 |
224 |
250 |
280 |
|
|
Черв'ячні редуктори |
|
|
|
|
||
Маса редуктора m, кг |
|
30 |
60 |
70 |
90 |
120 |
170 |
|
Міжосьова відстань aw , мм |
|
80 |
100 |
125 |
140 |
160 |
180 |
3.1. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі
Рис. 3.1. Геометричні параметри циліндричної зубчастої передачі
29
1. Визначити головний параметр — міжосьову відстань aw , мм:
аw ³ Ka (u +1)3 |
|
|
T ×103 |
KHβ |
|
|||
|
|
2 |
|
|
||||
ψ |
a |
u2 |
[σ |
]2 |
||||
|
|
|
|
|
H |
(3.2.), |
||
|
|
|
|
|
|
|
де Ka — допоміжний коефіцієнт. Для косозубчастих передач Ka = 43 , для
прямозубих — Ka = 49,5 ; ψ а = β2 — коефіцієнт ширини вінця колеса, рівний
аw
0,28...0,36 — для шестерні, розташованої симетрично щодо опор у проектованих нестандартних одноступінчастих циліндричних редукторах; ψ a = 0,2...0,25 — для шестерні, консольно розташованої щодо опор — у
відкритих передачах; u — передаточне число редуктора або відкритої передачі (табл. 1.5); Т2 — обертаючий момент на тихоходом валу редуктора або на приводному валу робочої машини для відкритої передачі, Н м (табл. 1.5); [σ ]Н — контактна допустима напруга колеса, з менш міцним
зубом або середня контактна допустима напруга, Н/мм2 (2.1, п. 2, в); KHβ —
коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба.
Отримане значення міжосьової відстані aw для нестандартних передач округлити до найближчого значення з ряду нормальних лінійних розмірів.
2. Визначити модуль зачеплення m, мм:
m ³ |
2K T ×103 |
|
|
d b [σ ] |
|
||
|
m |
2 |
|
|
2 2 |
F |
(3.3.) |
|
|
де Km — допоміжний коефіцієнт. Для косозубчастих передач Km = 5,8 , для прямозубих Km = 6,8;
d2 |
= |
2awu |
— ділильний діаметр колеса, мм; |
|
||||
(u +1) |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
||
b2 |
=ψ a aw — ширина вінця колеса, мм; |
|
||||||
[σ ]F — допустима напруга при |
вигині матеріалу |
колеса з менш міцним |
||||||
зубом, Н/мм2 (2.1, п. 3, в); |
|
|
|
|
||||
значення aw , мм; Т2, Н мм; u ; ψ a |
(3.1, п. 1). |
|
||||||
|
Отримане значення модуля m округлити в більшу сторону до |
|||||||
стандартного з ряду чисел: |
|
|
|
|
||||
m, мм |
|
1-й ряд — 1,0; |
1,5; 2; |
2,5; |
3; 4; 5; 6; 8; |
10 |
||
|
||||||||
|
2-й ряд — 1,25; |
1,75; 2,25; |
2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9 |
|||||
|
|
|
|
|||||
|
При виборі модуля доцільніше застосовувати 1-й ряд 2-му. |
|||||||
|
У силових зубчастих |
передачах |
при твердості |
коліс £ 350НВ прийняти |
т ³ 1мм ; при твердості одного з коліс ³ 45HRC , прийняти m ³ 1_ 5мм .
30