- •1.4. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
- •2. Выбор двиготеля, кинематический расчет привода
- •2.1. Определение минимальной мощности и минимальной частоты вращения двигателя
- •2.1.1. Определяем требуюмую мощность рабочей машины Pрм кВm:
- •2.1.2. Определяем общий коффициент полезного дествия (кпд) привода:
- •2.1.3. Определяем требуемую мощность двиготеля Pдв кВm:
- •2.2 Определение передаточного числа привода и его чистей
- •2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода
- •3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений.
- •3. 1. Определение допускаемых контактных [σ]h/мм и изгибных [σ] h/мм напрежений.
- •3. 2. Механические характеристики материалов червячной передачи.
- •4.Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи
- •1.1 Проектный расчёт
- •3. Определить угол наклона зубьев βmin для косозубых передач:
- •4. Определить суммарное число зубьев колеса:
- •10. Определить фактические основные геометрические параметры передачи, мм.
- •15.Тобличный ответ к задаче 4 (табл.4.1).
3. 2. Механические характеристики материалов червячной передачи.
Таблица 3. 2. Механические характеристики материалов червячной передачи
Элемент передачи |
Марка материала |
Dпред |
Термо-оброботка |
НВ1ср
|
σв |
σ-1 |
[σ]н |
[σ]F |
Sпред |
НВ2ср |
Н/мм² |
||||||
Шестерня |
сталь 45 |
125 |
У |
248.5 |
780 |
335 |
514,3 |
191.966 |
Колесо |
сталь 35 |
60 |
H |
177,5 |
550 |
235 |
386,5 |
137.115 |
4.Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи
1.1 Проектный расчёт
-
Определить главный параметр – межосевое расстояние , мм:
где а) Ка — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка = 43.
б) — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;
в) и — передаточное число редуктора или открытой передачи (см. табл. 2.5);
г) Т2 — вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины при расчете открытой передачи, Н-м (см. табл. 2.5);
д) [σ]н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2 (см. 3.1, п. 2, в);
е) Кнβ — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев Кн=1 (см. 3.1, п. 1).
Полученное значение межосевого расстояния аw для нестандартных передач округлить до ближайшего числа по табл. 13.15 и сравнить с аw.
2. Определить модуль зацепления m, мм:
где а) Km – вспомагательный кофициент. Для косозубых передач Km = 5,8
б) – делительный диаметор колеса, мм;
в) – ширина венца колеса, мм;
г) [σ]F = 137,115 – допускаемое напрежение изгиба материала колеса смене прочным зубом, Н/мм²
д) значения аw, мм; Т2, Н-м; и; (см. 4.1, п.1). Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:
При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му. В силовых зубчатых передачах при твердости колес H 350 HB принимаем m1мм.
3. Определить угол наклона зубьев βmin для косозубых передач:
В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β = 8...16°, но из-за роста осевых сил Fa в зацеплении желательно подучив его меньшие значения, варьируя величиной модуля т и шириной колеса b₂.
4. Определить суммарное число зубьев колеса:
для косозубых колес
Полученное значение округлить вменьшую сторону до целого числа.
5. Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
Точность вычисления угла β до пятого знака после запятой.
-
Определить число зубьев шестерни:
Значение Z1 округлить до ближашего числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется Z118
-
Определить число зубьев колеса:
-
Определить фактическое передаточное число иф и проверить его отклонение и от заданного и:
-
Определить фактическое межосевое расстояние:
для косозубых передач