КАТЕГОРИИ: Архитектура-(3434)Астрономия-(809)Биология-(7483)Биотехнологии-(1457)Военное дело-(14632)Высокие технологии-(1363)География-(913)Геология-(1438)Государство-(451)Демография-(1065)Дом-(47672)Журналистика и СМИ-(912)Изобретательство-(14524)Иностранные языки-(4268)Информатика-(17799)Искусство-(1338)История-(13644)Компьютеры-(11121)Косметика-(55)Кулинария-(373)Культура-(8427)Лингвистика-(374)Литература-(1642)Маркетинг-(23702)Математика-(16968)Машиностроение-(1700)Медицина-(12668)Менеджмент-(24684)Механика-(15423)Науковедение-(506)Образование-(11852)Охрана труда-(3308)Педагогика-(5571)Полиграфия-(1312)Политика-(7869)Право-(5454)Приборостроение-(1369)Программирование-(2801)Производство-(97182)Промышленность-(8706)Психология-(18388)Религия-(3217)Связь-(10668)Сельское хозяйство-(299)Социология-(6455)Спорт-(42831)Строительство-(4793)Торговля-(5050)Транспорт-(2929)Туризм-(1568)Физика-(3942)Философия-(17015)Финансы-(26596)Химия-(22929)Экология-(12095)Экономика-(9961)Электроника-(8441)Электротехника-(4623)Энергетика-(12629)Юриспруденция-(1492)Ядерная техника-(1748) |
Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку
Силы, действующие в зацеплении Окружная сила Ft1 = Ft2 = Радиальная сила где - угол профиля инструмента [2, c.24].
Осевая сила .
Проверка выполняется при отсутствии в приводе предохранительных муфт и ременных передач. Коэффициент перегрузки привода: . Максимальное контактное напряжение σH max . Максимальные напряжения изгиба < [σ]Fmax1; < [σ]Fmax2. 2.14 Особенности расчета соосных редукторов Межосевое расстояние редуктора определяется исходя из расчета на контактную выносливость тихоходной ступени (см. раздел 2.8.1). Для быстроходной ступени принимают то же межосевое расстояние и рассчитывается коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию быстроходной ступени исходя из контактной прочности зубьев по формуле: - для прямозубой передачи: ; - для косозубой и шевронной передачи: . Здесь - передаточное число быстроходной ступени; - коэффициент нагрузки в быстроходной ступени, который следует принять =1,4÷1,6 (меньшие значения для легких режимов работы, а большие – для тяжелых режимов работы); - момент на ведомом валу быстроходной ступени; - допускаемое контактное напряжение для быстроходной ступени. Если полученное значение получится меньше, чем 0,2, то его следует принять равным 0,2. Исключение составляют соосные передачи коробок скоростей (коробок подач) автомобилей, станков и другого оборудования, где коэффициент ширины венца можно принять также 0,1; 0,125 и 0,16. Определение остальных параметров быстроходной ступени можно производить согласно разделов 2.1-2.13.
3 Особенности проектирования открытой цилиндрической зубчатой передачи 3.1 Общие положения Поскольку открытые передачи работают, как правило, с малыми окружными скоростями (менее 1 м/с), то они выполняются прямозубыми, а коэффициент динамичности принимается равным единице. Для данных передач рекомендуется назначать 8-ю и 9-ю степени точности по нормам плавности согласно ГОСТ 1643-81. Такие передачи прирабатываются при любой твердости активных поверхностей зубьев, но изготавливают их в большинстве случаев из нормализованных или улучшенных сталей (см. таблицу 1). В процессе работы открытые передачи интенсивно изнашиваются, что и определяет особенности их расчета. Исходные данные определяются аналогично п.2.1. Выбор материала осуществляется согласно п.2.2, желательно применять нормализованные или улучшенные стали. Определение суммарного N∑ и эквивалентного чисел циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость производится аналогично п.2.4.2 и п.2.4.3, причем коэффициент приведения определяется по таблице 5 в зависимости от режима работы передачи. Допускаемые напряжения изгиба и предельные допускаемые напряжения изгиба при расчете на кратковременную пиковую нагрузку определяются по формулам пп.2.5.2 и 2.6.2 для улучшенных и нормализованных сталей.
3.2 Проектный расчет открытой цилиндрической передачи 3.2.1 Числа зубьев колес и передаточное число Число зубьев шестерни рекомендуется принимать Z1 Zmin=17. Число зубьев колеса Z2=Z1· , округлить до целого. Фактическое передаточное число 3.2.2Коэффициент ширины венца шестерни относительно делительного диаметра шестерни Рекомендуется принимать при симметричном расположении шестерни относительно опор = 0,8 ÷ 1,4; при несимметричном - = 0,6 ÷ 1,2; при консольном - = 0,2 ÷ 0,4.
3.2.3 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца Определяется по таблице 15 в зависимости от расположения шестерни относительно опор принятого значения и типа подшипников (опор) на которые опирается вал шестерни (шариковые или роликовые).
Таблица 15 - Значения коэффициента в зависимости от и расположения колес относительно опор: I – симметричное; II – несимметричное; III – консольное при установке на шарикоподшипниках; IV – консольное при установке на роликоподшипниках
3.2.4 Коэффициенты, учитывающие форму зуба Можно определять по формулам и (см. п. 2.10.1 и 2.10.2), либо по таблице 16 в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса.
Таблица 16 – Значение коэффициента формы зуба
3.2.5 Коэффициент , учитывающий уменьшение толщины зуба в его опасном сечении в последствии износа Принимается по таблице 17. Таблица 17 – Значения коэффициента
3.2.6 Сравнительная оценка прочности зубьев на изгиб Определяются отношения и . Дальнейший расчет ведется по параметрам звена, для которого вышеуказанные отношения принимают наименьшее значение. Обычно наименьшее отношение получается для параметров шестерни. 3.2.7 Предварительное значение модуля . Полученное значение модуля округляют до ближайшего значения по ГОСТ 9563-60 (см. п.2.8.3).
3.2.8 Рабочая ширина венца Ширина шестерни
Ширина колеса , мм. Полученные значения округляют до ближайших по ГОСТ 6636-69 (см. п. 2.8.2).
Дата добавления: 2015-07-13; Просмотров: 380; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы! Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет |