- •1. Выбор эЛгаЭтодвигазеля и расчет основных параметров для каждой ступени передачи
- •Основные размеры, мм, асинхронных короткозамкнутых двигателей серии 4а (исполнение м100) по гост 19523-74 (частичное извлечение)
- •2. Расчет зубчатых передач редукторов
- •2.2. Материалы зубчатых колец
- •2.3. Число циклов перемены напряжений
- •2.4. Допускаемые напряжения для ранета передачи на вьшослнвостъ
- •2.8. Коэффициенты нагрузки
- •2.5.2. Коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку. Vt
- •3. Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи
- •3.1. Предварительное значение межосевого рассгояння
- •3.3. Ориентировочное значение модуля At, мм вычисляют по формуле
- •3.5. Число зубьев ведущего и ведомого колес
- •3.7. Проверка зубьев ведомых колес на вьгаоодивость при изгибе
- •3.8. Проверка на вынослшюсгь при изгибе зубьев шестерни
- •3.9. Особенности расчета соосных редукторов
- •3.10. Определение основных параметров зубчатого зацепления
- •3.10.1. Диаметры делительных окружностей:
- •Диаметры окружностей впадин:
- •4.3. Определение коэффициента нагрузки
- •4.4. Определение предварительного значения межосевого расстояния
- •4Лз. Силы, действующие в зацеплении:
- •7. Предварительная компоновка редуктора
- •7.1. Предварительный расчет валов
- •8. Проектный расчет валов из условия статической прочности (по эквивалентному моменту)
- •8.1. Основные положения
- •8.2. Пример проектного расчета ваш
- •9. Расчет и выбор подшипников качения
- •10. Второй этап эскизной компоновки редуктора
- •11. Проверка прочности шпоночных соединений
- •13.1 .Конструирование зубчатых колес
- •13.3. Смазка редукторов
- •14. Проектирование привода
2.4. Допускаемые напряжения для ранета передачи на вьшослнвостъ
Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную и изгибную выносливость определяют по табл. 2.5. В табл. 2.5 допускаемое напряжение [ст]^дано для случая работы зубьев одной стороной. При работе зубьев обеими сторонами (реверсивная передача) значения допускаемых напряжений для расчета на изгиб следует понизить на 30%.
В этой таблице:
°он и — длительный предел выносливости и коэффициент безопасности при расчете на контактную выносливость;
aQF и SF — длительный предел выносливости и коэффициент безопасности при расчете на выносливость при изгибе;
Млти и Млпал — предельные допускаемые напряжения;
значения всех этих величин определяются по табл. 2.6;
[о0]н и [a0]F— допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи.
При расчете прямозубых передач за допускаемое контактное напряжение принимают меньшее из [а]Н1 и [а]т
При разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни колеса НВ]ср - < 70 и НВ2 < 350 за допускаемое контактное напряжение зубчатой пары принимают меньшее из двух, полученных по зависимостям:
для косозубых и шевронных цилиндрических зубчатых колес
[а]н = 0,45([а]Я1 + [а]Н2) и [а]н = 1,23[о]Я2 .
2.8. Коэффициенты нагрузки
Для учета неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса и динамических явлений, вызванных погрешностями нарезания зубьев, в расчетные формулы вводятся коэффициенты нагрузки, которые находятся из выражений:
при расчете на контактную выносливость
^н~Кн$КНи ; при расчете на выносливость при изгибе
здесь и — коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; KHunKFu—коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку.
2.5.1. Коэффициент концентрации нагрузки
Величина этого коэффициента зависит от твердости поверхности зубьев и характера нагрузки. Если твердость рабочих поверхностей зубьев хотя бы одного из зубчатых колес пары Н < НВ350 или если окружная скорость пары о < 15 м/с, то зубчатые колеса считаются прирабатывающимися. При постоянной нагрузке для прирабатывающихся зубьев А" = Кт = 1.
s
H
|
о |
a MM Ma |
i |
1260 |
о m » |
|
1520 |
|||
i -1-3 s JL |
|
4 Г-1 |
S и I |
? |
I зй j£ о |
|||||
|
00 |
m ! f |
|
|||||||
Sfe*l |
r~ |
|
о |
о «о |
о |
£ S — + |
о г- |
• |
о ■о |
|
|
ЧО |
|
|
|
|
|||||
' « t 2 |
|
|
+ о — + |
|
|
|
|
|||
Группа сталей |
•* |
«T s 2 = 2 |
X |
s & «"> X m о |
2 & S3 2 § |
<! ° 2 » X X |
и 1 S * S |
is х X 4.2 1 ей |
1 8 К* X ее < сч m ill |
|
§ % S ь |
i |
ГЛ |
о «n d so X |
|
У ^ a ; fN |
О "> ас ; т |
a: ; X т |
о * О! • X о |
||
к li & a С i § |
|
X v. |
vi ; X v-i |
X О •Л |
|
а* : X с- |
||||
|
- |
1 s 3 u |
s s Я 3 1 |
° 3. s 3 s if & д 2 *. |
X о i - з- g я 3 | J> S | | |._ |
и ас 1 < |
+ Ш °* ь к |
+ X 1 1 3 5 § 1» X + 1 |
Для неприрабатывающихся зубьев цилиндрических зубчатых колес = К°щ иК^ = К°^, они находятся по табл. 2.7 и 2.8 в зависимости от схемы передачи (рис. 2.2).
1 1 |
Твердость |
Схема передачи по рис. 2.2 |
|||||||
1 |
поверхностей |
1 |
1 2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
зубьев |
Коэффициент K°F0 |
||||||||
|
а |
1,53 |
1,31 |
1,23 |
1,15 |
1,07 |
1,03 |
1,01 |
1,0 |
0,2 |
б |
1,25 |
1,!6 |
1,12 |
1,08 |
1,03 |
1,01 |
1,0 |
1,0 |
|
а |
2,01 |
1,67 |
1,46 |
1,27 |
1,16 |
1,09 |
1,06 |
1,01 |
0,4 |
б |
1,53 |
1,34 |
1,23 |
1,13 |
1,08 |
1,05 |
1,03 |
1,0 |
|
а |
2,47 |
2,01 |
1,74 |
1,46 |
1,26 |
1,16 |
1,08 |
1,06 |
0,6 |
б |
1,75 |
1,53 |
1,38 |
1,23 |
1,14 |
1,08 |
1,06 |
1,02 |
|
а |
3,03 |
2.41 |
2,01 |
1,62 |
1,41 |
1,31 |
1,21 |
1,08 |
0,8 |
б |
2,08 |
1,74 |
1,53 |
1,32 |
1,21 |
1,16 |
1,08 |
1,04 |
|
а |
- |
2,8 |
2,28 |
1,82 |
1,6 |
1,46 |
1,31 |
1,16 |
1,0 |
б |
- |
1,95 |
1,67 |
1,42 |
1,31 |
1,23 |
1,16 |
1,08 |
|
а |
- |
. |
2,54 |
2,04 |
1,8 |
1,6 |
1,46 |
1,23 |
1,2 |
б |
- |
- |
1,81 |
1,53 |
1,42 |
1,31 |
1,23 |
1,11 |
|
а |
- |
- |
- |
2,28 |
2,01 |
1,74 |
1,60 |
1,32 |
1,4 |
б |
- |
- |
- |
1,67 |
1,53 |
1,40 |
1,31 |
1,16 |
|
а |
- |
- |
- |
■ |
2,23 |
2,01 |
1,74 |
1,46 |
1,6 |
б |
- |
- |
- |
- I |
1,67 |
1,53 |
1,38 |
1,23 |
В этих таблицах строка «а» соответствует твердости рабочих поверхностей зубьев хотя бы одного из колес Н < #5350. Строка «б» применяется, если Я, > HRC45 и #2 > HRC45.
Параметр уи , использованный в табл. 2.7 и 2.8, ОПреДеЛЯ-^ta (" + О
ется из выражения^ = •
Коэффициент ширины ytka принимается по табл. 2.9. Меньшие значения рекомендуется назначать для передач с повышенной твердостью поверхностей зубьев Н > HRC45.
При переменной нагрузке для прирабатывающихся цилиндрических прямозубых и косозубых, а также для конических прямозубых колес значения определяются из выражения А*р = К°9 (1 - X) + X, где X — коэффициент, учитывающий влияние режима работы на приработку зубчатых колес; определяется по табл. 2.10.
Для неприрабатывающихся зубьев Кт - К°т и К„ = К°„.
Рекомендуемые значения коэффициента ширины = bja„ |
||
Положение зубчатых колес относительно опор |
||
Симметричное |
Несимметричное |
Консольное(одного или обоих зубчатых колес) |
0,315...0,5 |
0,25...0,4 |
0,2...0,25 |