Добавлен: 12.01.2024
Просмотров: 110
Скачиваний: 3
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
р = 1. [4].
Допускаемое удельное осевое окружное усилие будет:
Необходимая ширина ремня:
Принимаем ширину ремня 70 мм.
Число пробегов ремня в секунду:
Предварительно натяжение ремня:
Натяжение ведущей ветви:
Н.
Натяжение ведомой ветви:
Н.
Напряжение от силы
:
Напряжение изгиба:
Напряжение от внецентровой силы:
Максимальное напряжение:
Долговечность ремня:
3.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200
Допускаемые контактные напряжения:
где
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
- коэффициент долговечности; =1;
- коэффициент безопасности
;
=1,1.
Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
Допускаемые контактные напряжения для шестерни:
Допускаемые контактные напряжения для колеса:
Напряжение изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
- коэффициент безопасности; = 1,75.
Допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
3.2. Проектировочный расчет передачи
Межосевое расстояние:
,
где
-вспомогательный коэффициент (=43);
-передаточное число (=3,63);
-коэффициент ширины венца колеса (=0,32);
- вращающий момент на тихоходном валу (=382,4);
-коэффициент неравномерности нагрузки по длине (=1,25).
мм
Согласно стандартного ряда принимаем:
мм
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующим рекомендациям:
[8,c.293]
Принимаем
Примем предварительно угол наклона зубьев
и определим число зубьев шестерни:
, [8,c.293]
Принимаем
Округляем:
, [8,c.293]
Принимаем
Фактическое передаточное число:
Рисунок 2 – Схема зубчатой передачи
Действительный угол наклона:
Фактическое межосевое расстояние:
мм
Принимаем
мм
Делительный диаметр:
мм
мм
Диаметр вершин зубьев:
мм
мм
Диаметр впадин зубьев:
мм
мм
Ширина венца:
мм
мм
мм
Окружная скорость колеса:
м/с
Контактное напряжение:
-вспомогательный коэффициент (=376);
-окружная сила в зацеплении:
Н
Fr = Ft∙tg α / cos β - радиальное усилие в зацеплении:
Н
Fa = Fttg – осевая сила действующая в зацеплении:
Fa = Fttg = 4834∙tg14.8°=1278 Н
-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (=1,1);
-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (=1);
-коэффициент динамической нагрузки.
Напряжение изгиба:
, где
-коэффициент формы зуба;
-коэффициент наклона зуба;
-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки.
При
Для зубьев 8 степени точности
При V=0.41 м/с 8-й степени точности
МПа
- Условие выполняется.
4.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200
Допускаемые контактные напряжения:
где
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
- коэффициент долговечности; =1;
- коэффициент безопасности; =1,1.
Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
Допускаемые контактные напряжения для шестерни:
Допускаемые контактные напряжения для колеса:
Напряжение изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
- коэффициент безопасности; = 1,75.
Допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
4.2. Проектировочный расчет передачи
Учитывая конструкцию редуктора, принимаем межосевое расстояние тихоходной передачи:
мм
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующим рекомендациям:
[8,c.293]
Принимаем
Примем предварительно угол наклона зубьев
Допускаемое удельное осевое окружное усилие будет:
Необходимая ширина ремня:
Принимаем ширину ремня 70 мм.
Число пробегов ремня в секунду:
Предварительно натяжение ремня:
Натяжение ведущей ветви:
Н.Натяжение ведомой ветви:
Н.Напряжение от силы
: Напряжение изгиба:
Напряжение от внецентровой силы:
Максимальное напряжение:
Долговечность ремня:
-
Расчет тихоходной зубчатой передачи
3.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200
Допускаемые контактные напряжения:
где
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов; - коэффициент долговечности; =1; - коэффициент безопасности
;
=1,1.Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
-
для шестерни быстроходного вала
-
для колеса тихоходного вала:
Допускаемые контактные напряжения для шестерни:
Допускаемые контактные напряжения для колеса:
Напряжение изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
- коэффициент безопасности; = 1,75.Допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
3.2. Проектировочный расчет передачи
Межосевое расстояние:
, где
-вспомогательный коэффициент (=43); -передаточное число (=3,63); -коэффициент ширины венца колеса (=0,32); - вращающий момент на тихоходном валу (=382,4); -коэффициент неравномерности нагрузки по длине (=1,25). ммСогласно стандартного ряда принимаем:
ммНормальный модуль зацепления принимаем по следующим рекомендациям:
[8,c.293]Принимаем
Примем предварительно угол наклона зубьев
и определим число зубьев шестерни: , [8,c.293]Принимаем
Округляем:
, [8,c.293]Принимаем
Фактическое передаточное число:
Рисунок 2 – Схема зубчатой передачи
Действительный угол наклона:
Фактическое межосевое расстояние:
ммПринимаем
ммДелительный диаметр:
мм ммДиаметр вершин зубьев:
мм ммДиаметр впадин зубьев:
мм ммШирина венца:
мм мм ммОкружная скорость колеса:
м/сКонтактное напряжение:
-вспомогательный коэффициент (=376); -окружная сила в зацеплении:
Н
Fr = Ft∙tg α / cos β - радиальное усилие в зацеплении:
НFa = Fttg – осевая сила действующая в зацеплении:
Fa = Fttg = 4834∙tg14.8°=1278 Н
-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (=1,1); -коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (=1); -коэффициент динамической нагрузки. Напряжение изгиба:
, где -коэффициент формы зуба; -коэффициент наклона зуба; -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки.При
Для зубьев 8 степени точности
При V=0.41 м/с 8-й степени точности
МПа - Условие выполняется.-
Расчет первой зубчатой передачи
4.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200
Допускаемые контактные напряжения:
где
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов; - коэффициент долговечности; =1; - коэффициент безопасности; =1,1.Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
-
для шестерни быстроходного вала
-
для колеса тихоходного вала:
Допускаемые контактные напряжения для шестерни:
Допускаемые контактные напряжения для колеса:
Напряжение изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
- коэффициент безопасности; = 1,75.Допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
4.2. Проектировочный расчет передачи
Учитывая конструкцию редуктора, принимаем межосевое расстояние тихоходной передачи:
ммНормальный модуль зацепления принимаем по следующим рекомендациям:
[8,c.293]Принимаем
Примем предварительно угол наклона зубьев