Расчет валов (стр. 2 из 6)

Для нормализованных колёс

=2,6. Базовое число циклов определяется твёрдостью рабочих поверхностей зубьев. Из справочных данных находим для твёрдости поверхностей зубьев до 200HB циклов.

- эквивалентное число циклов перемены напряжения. При постоянной нагрузке определяется по формуле

,

где n – частота вращения того из колёс, по материалу которого определяют допускаемое напряжение, об/мин.

-долговечность передачи.

млн. циклов.

млн. циклов.

При

;

Расчёт ведут по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса. Ввиду незначительного влияния на величину допускаемого напряжения в расчёте не учтены размеры, шероховатость поверхности и окружная скорость колёс.

3.1 Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для расчёта на выносливость при длительной работе

, где - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений . Базовое число циклов перемены напряжений изгиба = .

По таблице находим экспериментальное значение

=HB+260;

- коэффициент безопасности. Рекомендуется принимать для литых заготовок S_F=1,7.

Y_N- коэффициент долговечности. При твёрдости рабочих поверхностей HB

350

Эквивалентное число циклов при постоянной нагрузке N_FE=60

L_h.

N^ш_FE =60

6000=254,7 млн. циклов,

N^к_FE =60

6000=77,355 млн. циклов.

млн. циклов.

Для длительно работающих передач при N_FE>N_FlimbY_N=1.0.

4. Методика расчёта закрытой цилиндрической передачи

4.1 Выбрать коэффициенты ширины зубчатого венца относительно диаметра

и относительно модуля .

Таблица 2

Параметр	Расположение шестерни относительно опор	Твёрдость раб. поверх. зубьев
		H1 и H2 HB350	H1 и H2>HB350
	Симметричное	0,8 - 1,4	0,4 - 0,9
	Несимметричное	0,6 - 1,2	0,3 - 0,6
	Консольное	0,3 - 0,4	0,20 - 0,25
	Для редукторов с достаточно жёсткими валами	Не более 25 - 30	Не более 15 - 20

=1, =30.

4.2 Определить предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

4.3 Выбрать числа зубьев колёс:

Z₁=30; Z₂=30

Для первой ступени редуктора Z₁=20…30, для второй – 17…24. Минимально допустимое число зубьев шестерни при Х=0 Z_min=17. После округления Z до целых чисел следует проверить фактическое передаточное число U=Z₂/Z₁.

U=99/30=3,3.

4.4 Определить коэффициент концентрации нагрузки

по таблице:

Таблица 3

Расположение шестерни относительно опор	Твёрдость поверхности зубьев колеса НВ
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2	1,4
Симметричное	<350 >350	1.011.01	1.021.02	1.031.04	1.041.07	1.071.16	1.111.26
Несимметричное	<350 >350	1.031.06	1.051.12	1.071.20	1.121.29	1.191.48	1.28 -
Консольное, опоры- Шарикоподшипниковые	<350 >350	1.081.22	1.171.44	1.28 -	- -	- -	- -
Консольное, опоры- роликоподшипниковые	<350 >350	1.061.11	1.121.25	1.191.45	1.27 -	- -	- -

=1.55.

4.5 Определить предварительно межосевое расстояние:

, где Ка – вспомогательный коэффициент; Ка=49,5 для прямозубой и Ка=43,0 для косозубой передачи.

4.6 Определить модуль колёс:

, где - угол наклона зубьев по делительному цилиндру.

Модуль m_n округляется до ближайшего стандартного:

Таблица 4

Ряды	Модуль, мм
1-й	1; 1.25; 1.5; 2; 2.5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25;
2-й	1.125; 1.375; 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5; 7; 9; 11; 14; 18;

m_n=1.

Окружной модуль m_t можно определить по формуле

=1,064.

4.7 Уточнить фактическое межосевое расстояние:

=68,64 мм.

4.8 Уточнить коэффициент ширины зубчатого венца:

4.9 Определить рабочую ширину венца зубчатой передачи и округлить до целого числа:

4.10 Определить делительные (начальные) диаметры колёс (с точностью до сотых долей):

Полученные параметры колёс в процессе проектирования и разработки чертежей могут быть изменены; после определения окончательно принятых размеров производится проверочный расчёт передачи.

4.11 Определить геометрические размеры зубчатых колёс:

· диаметр вершин зубьев:

· диаметр впадин зубчатых колёс: