Ћекции.ќрг


ѕоиск:




 атегории:

јстрономи€
Ѕиологи€
√еографи€
ƒругие €зыки
»нтернет
»нформатика
»стори€
 ультура
Ћитература
Ћогика
ћатематика
ћедицина
ћеханика
ќхрана труда
ѕедагогика
ѕолитика
ѕраво
ѕсихологи€
–елиги€
–иторика
—оциологи€
—порт
—троительство
“ехнологи€
“ранспорт
‘изика
‘илософи€
‘инансы
’ими€
Ёкологи€
Ёкономика
Ёлектроника

 

 

 

 


ѕроектный расчет




»з расчета на контактную выносливость по преобразованной формуле √ерца наход€т межосевое рассто€ние

(3.1)

где —=310 дл€ пр€мозубой передачи, —=270 дл€ косозубой и шевронной передачи. ѕр€мозубые передачи примен€ютс€ при окружных скорост€х вращени€ в зацеплении V<6 м/с; косозубые - при скорост€х V=3-15 м/с. Ўевронные передачи используютс€ дл€ т€желонагруженных приводов.


 

“аблица є 4

 

“ермическа€ “вердость зубьев HRC —тали SH SF
обработка Ќа поверхности ¬ сердце-вине   ћѕа   ћѕа  
Ќормализаци€, улучшение Ќ¬180-350 40;45;40’; 40’Ќ; 35’ћ и др. 2*Ќ¬+70 1.1 1.8Ќ¬ 1.75
ќбъемна€ закалка 45-55 40’;40’Ќ; 35’ћ и др. 18HRC+150 1.1   1.75
«акалка при нагреве “¬„ по всему контуру (модуль тп ³3) 56-63 42-50 25-35 58;”7 40’;35’ћ и др. 17HRCпов 1.2   1.75
«акалка при нагреве “¬„ сквозна€ (модуль тп <3) 42-50 42-50 40’; 35’ћ;40’Ќ и др. +200 1.2   1.75
јзотирование HV 550-750 24-40 40’; 40’‘ј; 40’Ќ2ћј и др.   1.2 10HRCпов+240 1.75
÷ементаци€ и закалка 56-63   30-43 ÷ементируемые стали всех марок 20Ќ2ћ;12’Ќ3ј 23HRCпов 1.2   1.55
Ќитроцементаци€ и закалка 56-63 30-43 25’√ћ 23HRCпов 1.2   1.55

 

«десь HRCпов твердость материала заготовки на ее поверхности в единицах –оквелла;

HV - единицы твердости при испытании алмазной пирамидкой по ¬иккерсу.


 

 оэффициенты нагрузки в проектном расчете предварительно принимают kHa=1; kHV=1, а kHb определ€ют по табл.5.

“аблица 5 /3/

–асположение зубчатых колес относительно “вердость
подшипниковых опор £ Ќ¬350 >Ќ¬350
—имметричное 1.00 - 1.15 1.05 - 1.25
Ќесимметиричное 1.10 - 1.15 1.15 - 1.35
 онсольное 1.20 - 1.35 125 - 1.45

 

”гол наклона линии зуба b дл€ косозубых колес выбирают в пределах от 8 до 220 (чаще до 150); дл€ шевронных b = 25 - 400. ¬ыбор большего значени€ угла наклона способствует улучшению кинематических параметров передачи (плавность хода, бесшумность работы, меньшие габариты и т.д.), но увеличивает осевую нагрузку в зацеплении, что отрицательно сказываетс€ на стоимости и габаритах подшипниковых узлов.

 оэффициент ширины венца yba назначают из р€да 0.063; 0.08; 0.100; 0.125; 0.160; 0.200; 0.250; 0.315; 0.400; 0.500; 0.630; 0.800; 1.00; 1.25 в пределах от 0.125 до 0.400 дл€ пр€мозубых колес; от 0.250 до 0.630 дл€ косозубых и от 0.5 до 1.00 дл€ шевронных колес.

¬ращающий момент “2 вычислили ранее по (1.12). ѕередаточное число u зубчатой пары равно ее передаточному отношению i.

ћежосевое рассто€ние (3.1) округл€етс€ до ближайшего значени€ по —“ —Ё¬ 229-75 (мм): 25; 28; 32; 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710.

ћодуль зацеплени€ m (дл€ косозубых и шевронных колес обычно нормальный модуль mn) выбирают в пределах

m = (0.01¸0.02)*aw (3.2)

из р€да стандартных по —“ —Ё¬ 310-76 (мм): 1; 1.125, 1.25; 1.375; 1.50; 1.75; 2.0; 2.25; 2.5; 2.75; 3.0; 3.5; 4.0; 4.5; 5.0; 5.5; 6.0; 7.0; 8.0; 9.0; 10.0; 11; 12; 14; 16; 18; 20.

ќпредел€ют суммарное число зубьев

(3.3)

«десь и далее дл€ пр€мозубых колес нормальный модуль зацеплени€ замен€ют на модуль m, а b = 0.

„исло зубьев шестерни и колеса вычисл€ют по формулам, приведенным ниже, окугл€€ результат до целого числа

(3.4)

¬о избежание подрезани€ корн€ ножки зуба, должно соблюдатьс€ ограничение на минимальное число зубьев шестерни

z1 ³ 17 cos3b. (3.5)

≈сли это условие не соблюдаетс€, необходимо уменьшить модуль зацеплени€ в рекомендованных пределах (3.2) и повторить расчет или начать проектирование передачи со смещением. ѕосле округлени€ z1 и z2 уточн€ют передаточное число

u = z2 / z1. (3.6)

ќтклонение расчетного значени€ от ближайшего стандартного uCT

(3.7)

не должно превышать 2.5% при u£4.5% и 4 % при u>4.5%. ≈сли это условие не выполн€етс€, расчет повтор€ют дл€ других исходных модулей зацеплени€.

„тобы сохранить межосевое рассто€ние стандартным, уточн€ют угол наклона линии зуба дл€ косозубых и шевронных передач

(3.8)

¬ пр€мозубых передачах уточн€ют межосевое рассто€ние

(3.9)

ѕрочие геометрические параметры зубчатых колес определ€ют по табл.6.

“аблица 6

ѕараметры ќбознач. ‘ормулы
ƒелительный диаметр d1(* z1*mn/cosb
ƒиаметр окружности вершин da1(* d1+2*mn/cosb
ƒиаметр окружности впадин df1(* d1-2.5*mn/cosb
Ўирина зуба колеса bw2(** yba*aw
 оэффициент ширины зуба по делительному диаметру шестерни ybd 0.5*yba(u+1)

(* - расчет аналогичного параметра колеса выполн€ют по такой же формуле с соответствующей заменой индекса "1" на "2"; (** - ширину зуба шестерни назначают на 5-10 мм больше, чтобы предотвратить уменьшение длины контактной линии при возможном смещении зубчатых колес в зацеплении.





ѕоделитьс€ с друзь€ми:


ƒата добавлени€: 2015-05-06; ћы поможем в написании ваших работ!; просмотров: 446 | Ќарушение авторских прав


ѕоиск на сайте:

Ћучшие изречени€:

—воим успехом € об€зана тому, что никогда не оправдывалась и не принимала оправданий от других. © ‘лоренс Ќайтингейл
==> читать все изречени€...

576 - | 523 -


© 2015-2023 lektsii.org -  онтакты - ѕоследнее добавление

√ен: 0.009 с.