Расчетно-графическая работа

 

Главная

 

Расчет зубчатых передач и валов

 

Задача 1.

1. Рассчитать закрытую цилиндрическую прямозубую передачу.

2. Рассчитать  и сконструировать ведомый вал передачи.

задача17

Рис. 1. Схема редуктора     Рис. 2. График нагрузки

 

Таблица 1. Исходные данные задачи № 1

Номер

варианта

N2

n1

n2

L

n, сут

К, год

1

10

750

125

7

0,3

0,7

2

11

750

150

6

0,4

0,6

3

12

750

175

5

0,5

0,5

4

13

750

200

4

0,6

0,4

5

14

750

225

5

0,7

0,3

6

15

750

250

6

0,8

0,4

7

16

750

275

7

0,

0,5

8

17

1000

175

3

70,6

0,8

9

18

1000

200

4

0,5

0,6

10

19

1000

225

5

0,4

0,7

11

20

1000

250

6

0,5

0,8

12

21

1000

275

7

0,6

0,7

13

22

1000

300

8

0,7

0,6

14

23

1000

325

7

0,8

0,5

15

24

1000

350

6

0,9

0,4

16

25

1500

300

5

0,8

0,3

17

24

1500

325

4

0,7

0,4

18

23

1500

350

3

0,6

0,5

19

22

1500

375

4

0,5

0,6

20

21

1500

400

5

0,4

0,7

21

20

1500

425

6

0,3

0,8

22

19

1500

450

7

0,4

0,7

23

18

3000

500

8

0,5

0,6

24

17

3000

525

7

0,6

0,5

25

16

3000

550

6

0,7

0,4

26

15

3000

575

5

0,8

0,3

27

14

3000

600

4

0,9

0,4

28

13

3000

625

8

0,8

0,5

29

12

3000

650

7

0,7

0,6

30

11

3000

675

6

0,6

0,3

 

Задача 2.

1. Рассчитать закрытую коническую косозубую передачу.

2. Рассчитать  и сконструировать ведомый вал передачи.

задача18

Рис. 3. Схема редуктора      Рис. 4. График нагрузки

 

Таблица 2. Исходные данные задачи № 2

Номер

варианта

N2

n1

n2

L

n, сут

К, год

1

50

1500

450

5

0,5

0,8

2

70

1500

400

6

0,6

0,7

3

65

1500

250

7

0,7

0,6

4

60

1500

350

8

0,8

0,5

5

55

1500

700

9

0,5

0,4

6

50

3000

1500

10

0,6

0,3

7

45

3000

750

9

0,7

0,4

8

40

3000

375

8

0,8

0,5

9

35

3000

500

7

0,9

0,6

10

30

3000

1000

6

0,8

0,7

11

28

3000

600

5

0,6

0,8

12

26

3000

700

4

0,5

0,9

13

24

1500

400

4

0,4

0,8

14

22

1500

375

5

0,3

0,7

15

20

1500

325

6

0,9

0,6

16

18

1500

300

7

0,8

0,5

17

16

1500

425

8

0,7

0,4

18

14

1500

475

9

0,6

0,3

19

12

1500

525

10

0,5

0,6

20

11

1000

200

9

0,4

0,7

21

10

1000

225

8

0,3

0,8

22

9

1000

250

7

0,4

0,8

23

8

1000

275

6

0,5

0,7

24

7

1000

300

5

0,6

0,7

25

6

1000

325

6

0,7

0,8

26

5

750

150

7

0,8

0,6

27

4

750

175

8

0,9

0,5

28

3

750

190

9

0,7

0,4

29

2

750

210

7

0,6

0,8

30

1

750

240

4

0,5

0,7

 

Задача 3.

1. Рассчитать закрытую цилиндрическую косозубую передачу.

2. Рассчитать  и сконструировать ведомый вал передачи.

задача19

Рис. 5. Схема редуктора       Рис. 6. График нагрузки

 

Таблица 3. Исходные данные задачи № 3

Номер

варианта

N2

n1

n2

L

n, сут

К, год

1

20

3000

1115

4

0,7

0,6

2

22

3000

925

5

0,8

0,7

3

24

3000

810

6

0,6

0,5

4

26

3000

725

7

0,5

0,6

5

28

3000

600

8

0,4

0,3

6

30

1500

550

9

0,3

0,4

7

32

1500

520

10

0,2

0,8

8

34

1500

425

4

0,4

0,6

9

36

1500

525

5

0,6

0,3

10

38

1500

410

6

0,5

0,8

11

40

1250

350

7

0,6

0,7

12

42

1250

295

8

0,7

0,5

13

44

1250

245

9

0,8

0,4

14

46

1250

210

10

0,7

0,5

15

48

1250

290

8

0,6

0,8

16

50

1000

295

9

0,5

0,9

17

52

1000

240

7

0,4

0,7

18

54

1000

195

6

0,3

0,6

19

56

1000

160

5

0,2

0,9

20

58

1000

405

4

0,3

0,8

21

60

1000

315

5

0,4

0,6

22

62

850

245

6

0,5

0,7

23

64

850

210

7

0,6

0,5

24

66

850

165

8

0,7

0,5

25

68

850

150

9

0,8

0,4

26

56

700

240

8

0,7

0,3

27

58

700

215

7

0,6

0,5

28

50

700

165

6

0,5

0,7

29

54

700

130

5

0,4

0,8

30

52

700

115

4

0,3

0,9

 

Задача 4.

1. Рассчитать закрытую коническую прямозубую передачу.

2. Рассчитать и сконструировать ведомый вал передачи

задача20

Рис. 7. Схема редуктора         Рис. 8 График нагрузки

 

Таблица 4. Исходные данные для задачи № 4

Номер

варианта

N2

n1

n2

L

n, сут

К, год

1

1,2

650

105

9

0,3

0,5

2

1,4

650

130

8

0,4

0,6

3

1,6

650

165

7

0,5

0,7

4

1,8

650

210

5

0,6

0,3

5

2,0

750

200

3

0,7

0,4

6

2,2

750

230

4

0,8

0,5

7

2,4

750

275

6

0,7

0,3

8

2,8

750

310

8

0,6

0,4

9

3,0

750

380

9

0,5

0,7

10

3,2

900

150

7

0,4

0,8

11

3,4

900

175

5

0,3

0,9

12

3,6

900

210

3

0,2

0,7

13

3,8

900

265

4

0,3

0,6

14

4,0

900

320

6

0,4

0,5

15

4,2

1100

200

8

0,5

0,4

16

4,4

1100

245

9

0,6

0,3

17

4,6

1100

290

7

0,7

0,5

18

4,8

1100

315

5

0,8

0,4

19

5,0

1100

480

3

0,7

0,3

20

6,2

1250

260

4

0,6

0,3

21

7,2

1250

285

6

0,5

0,4

22

8,2

1250

315

8

0,4

0,6

23

9,2

1250

410

7

0,3

0,7

24

10,2

1250

440

5

0,2

0,8

25

11,2

1500

310

4

0,4

0,9

26

13

1500

340

6

0,3

0,8

27

15

1500

365

7

0,5

0,6

28

17

1500

515

8

0,7

0,4

29

19

1500

620

4

0,4

0,7

30

21

3000

600

5

0,5

0,6

 

Задача 5.

1. Рассчитать закрытую червячную передачу.

2. Рассчитать и сконструировать ведомый вал передачи

задача21

Рис. 9. Схема редуктора           Рис. 10. График нагрузки

 

Таблица 5. Исходные данные для задачи № 5

Номер

варианта

N2

n1

n2

L

n, сут

К, год

1

0,5

1200

220

7

0,4

0,8

2

0,7

200

260

6

0,5

0,7

3

0,9

1200

295

5

0,6

0,5

4

1,1

1200

315

4

0,7

0,4

5

1,3

1200

430

6

0,8

0,7

6

1,5

1500

260

8

0,7

0,4

7

1,7

1500

290

10

0,6

0,5

8

1,9

1500

340

9

0,5

0,7

9

2,0

1500

395

7

0,4

0,8

10

2,5

1500

480

5

0,3

0,9

11

3,5

750

125

6

0,2

0,7

12

4,5

750

250

8

0,8

0,3

13

5,5

750

310

5

0,6

0,4

14

9

750

260

6

0,4

0,6

15

13

750

340

7

0,2

0,9

16

17

3000

510

10

0,3

0,8

17

21

3000

485

11

0,5

0,4

18

25

3000

450

9

0,7

0,5

19

29

3000

675

8

0,8

0,6

20

35

3000

870

7

0,7

0,6

21

40

1000

190

4

0,6

0,8

22

45

1000

215

5

0,5

0,3

23

50

1000

285

6

0,4

0,7

24

55

1000

360

7

0,3

0,8

25

60

1000

425

8

0,2

0,9

26

55

600

105

9

0,3

0,7

27

50

600

130

10

0,4

0,5

28

45

600

170

4

0,5

0,6

29

40

600

190

6

0,6

0,7

30

35

600

285

7

0,7

0,8

 

Задача 6.

1. Рассчитать закрытую цилиндрическую шевронную передачу.

2. Рассчитать и сконструировать ведомый вал передачи

задача22

Рис. 11. Схема редуктора        Рис. 12. График нагрузки

 

Таблица 6. Исходные данные для задачи № 6

Номер

варианта

N2

n1

n2

L

n, сут

К, год

1

70

600

105

5

0,5

0,8

2

65

600

135

6

0,6

0,7

3

60

600

165

7

0,7

0,6

4

55

600

210

8

0,8

0,5

5

50

600

255

9

0,7

0,4

6

45

950

290

10

0,6

0,5

7

40

950

160

11

0,5

0,7

8

37

950

210

6

0,4

0,8

9

34

950

260

8

03,

0,9

10

31

950

310

10

0,2

0,7

11

28

1100

330

5

0,3

0,8

12

25

1100

345

7

0,4

0,7

13

22

1100

385

9

0,5

0,6

14

20

1100

180

11

0,6

0,4

15

18

1100

230

10

0,7

0,5

16

16

1100

250

8

0,8

0,4

17

14

1400

225

6

0,7

0,3

18

12

1400

255

4

0,6

0,5

19

10

1400

280

5

0,5

0,7

20

9

1400

340

7

0,4

0,3

21

8

1400

370

9

0,3

0,6

22

7,5

2000

325

11

0,2

0,8

23

6,5

2000

350

10

0,3

0,7

24

6

2000

400

9

0,4

0,5

25

5,5

2000

420

8

0,5

0,6

26

5

3000

520

7

0,6

0,5

27

4,5

3000

550

6

0,7

0,4

28

4

3000

600

7

0,8

0,5

29

3,5

3000

720

8

0,7

0,6

30

3

3000

850

9

0,6

0,7

 

Задача 7.

1. Рассчитать планетарную передачу. Нагрузка постоянная. Срок службы длительный.

2. Рассчитать и сконструировать ведомый вал передачи.

image082

Рис. 13. Схема редуктора

 

Таблица 7. Исходные данные для задачи 7

Величина

Вариант

1

2

3

4

5

6

7

Nа, кВт

6

8

10

12

14

16

18

nh, об/мин

1600

1500

1400

1300

1200

1100

1000

nа, об/мин

500

450

400

300

200

250

150

Величина

Вариант

8

9

10

11

12

13

14

Nа, кВт

20

22

24

26

3

5

7

nh, об/мин

900

800

700

600

2000

1900

1800

nа, об/мин

180

100

90

80

400

350

300

 

Методические указания по выполнению расчетно-графических и контрольных работ

1. Последовательность расчета цилиндрических зубчатых передач

 

Исходные данные

задача181

Рис.14  Схема передач     Рис.15 График нагрузки

 

1.1. Определение коэффициента режима работы

1.1.1. Ресурс передачи

Ресурс передачи определяется по зависимости

 

1.1.2. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев при расчете на контактную прочность

При n1=n=const, Mmax=Mн, для нашего случая эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни

Эквивалентное число циклов нагружения для зубьев колеса

 

1.1.3. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев при расчете на изгибную прочность

При n1=n=const, Mmax=Mн,  для нашего случая

Эквивалентное число циклов нагружения для зубьев колеса

 

1.1.4. Расчет коэффициента долговечности для контактной прочности

Для нормализуемой и улучшенной сталей (HB350)

Если Nц.экв107 , то принять KHL=1,0.

Для закаленных сталей  и чугуна базовое число циклов принимают NБ=25107, а минимальное значение KHL=0,585. Если Nц.экв25107 , то принять KHL=0,585.

 

1.1.5. Определение коэффициента долговечности при расчете на изгиб

Если Nц.экв5106, то принять KFL=1,0.

 

1.2. Определение допускаемых напряжений

1.2.1. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения назначают в зависимости от принятого материала (табл. 8) и его термической обработки (табл. 9).

Для углеродистых и легированных сталей любых марок при HB350 (нормализация и улучшение) допускаемые контактные напряжения определяют по зависимости

где σHlim предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения;

     KHL  коэффициент долговечности;

     ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев;

     ZV – коэффициент, учитывающий окружную скорость (для приближенных расчетов можно принимать ZRZV = 1,0);

     SH – коэффициент запаса (при нормализации и объемной закалке SH =1,1…1,2; при поверхностном упрочнении SH = 1,2…1,3).

 

Таблица 8. Допускаемые контактные и изгибные напряжения для зубчатых колес

Группа сталей

контактное σHlim, Мпа

 SHmin

изгибное σHlim, Мпа

SF

[σH]max, МПа

[σF]max, МПа

40, 45, 40Х, 40ХН,

45ХЦ, 35ХМ

2HB + 70

1,1

1,8 HB

1,75

2,8σT

2,74 HB

40Х, 40ХН, 45ХЦ, 36ХМ

18HRC + 150

550

2,8σT

1400

55ПП, У6, 35ХМ

17НRCпов+

 

 

 

1,2

900

40HRCпов

1260

40Х, 40ХН

35ХМ, 40Х, 40ХН

+ 200

17НRCпов+

+ 200

650

550

40HRCпов

>> 

1430

35ХЮА,

38ХМЮА,  40Х

40ХФА, 40ХНМА

1050

>> 

12HRCсердц+300

 

1,75

40HRCпов

30HRCпов

1000

>> 

Цементируемые стали всех марок

23HRCпов

750

1,5

40HRCпов

1200

Молибденовые стали 25ХГМ, 25ХГНМ

23HRCпов

1000

40HRCпов

1520

Безмолибденовые стали 25ХГТ, 30ХГТ, 35Х

23HRCпов

750

40HRCпов

1520

 

Таблица 9. Термическая обработка  сталей для зубчатых колес

Марка

стали

σв, МПа

σТ, МПа

Термическая обработка

 

 

 

 

35

550

270

Нормализация

45

600

320

>> 

45

780

540

Улучшение

45

890

650

>> 

40Х

790

640

>> 

40Х

900

750

>> 

40Х

900

750

Улучшение + закалка ТВЧ

35ХМ

800

670

Улучшение

35ХМ

920

790

>> 

35ХМ

920

790

Улучшение + закалка ТВЧ

40ХН

800

630

Улучшение

40ХН

920

750

>> 

40ХН

920

750

Улучшение + закалка ТВЧ

20ХНМ

1000

800

Улучшение + цементация + закалка

18ХГТ

1000

800

>> 

12ХНЗА

1000

800

>> 

25ХГМ

1000

800

>> 

40ХНМА

980

780

Улучшение + азотирование

35Л

550

270

Нормализация

45Л

680

440

Улучшение

 

Для прямозубых колес в качестве расчетного принимают допускаемое контактное напряжение для колеса, поскольку оно меньше, чем у шестерни.

Для косозубых и шевронных колес в качестве расчетного принимают среднее арифметическое значение

 

1.2.2. Допускаемые изгибные напряжения

Допускаемые изгибные напряжения выбирают для двух случаев нагружения.

 

1.2.2.1. Одностороннее действие нагрузки (отнулевой цикл)

где [n] требуемый коэффициент запаса прочности, [n]=1,4…2,2;

       KFL – коэффициент долговечности при изгибе;

       Kσ  эффективный коэффициент концентрации напряжений у ножки зуба, Kσ = 1,4…1,6;

      σ-1 – предел выносливости сталей:

для углеродистых сталей σ-10,43σВ МПа;

для легированных сталей σ-10,35σВ+(70…120) МПа.

 

1.2.2.2. Переменное направление нагрузки (симметричный знакопеременный цикл)

 

1.3. Определение коэффициента нагрузки и степени точности передачи

Во все зависимости для определения основных параметров зацепления и напряжений, возникающих при работе передачи, входит не номинальная, а расчетная нагрузка.

Mрасч=MuK=MuKдинKкц,                                                           (14)

где K – коэффициент нагрузки;

Kдин – коэффициент динамичности, зависит от величины окружной скорости и точности изготовления;

Kкц – коэффициент концентрации нагрузки, учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба за счет деформации валов и колес.

При выполнении проектного расчета, когда параметры передачи и окружная скорость еще неизвестны, принимают: при симметричном расположении колес относительно опор K=KдинKкц=1,3; при несимметричном  или консольном расположении K=KдинKкц=1,5.

После определения размеров передачи значение коэффициента нагрузки уточняют по фактическим данным.

 

1.4. Назначение коэффициента ширины зуба 𝛙a

Стандарт (ГОСТ 2185-88) устанавливает следующие значения ширины зуба (ψa=b/aw):

 

Таблица 10. Значения ширины зуба

Прямозубые

косозубые

шевронные

0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4

0,315; 0,4; 0,5; 0,63

0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25

Рекомендации:

1.  Меньшие значения каждого диапазона рекомендуется применять для коробок передач, а большие – для редукторов;

2.  При консольном расположении колес значение ψa  следует принимать меньше;

3.  Для тихоходной ступени значение ψa следует принимать большим, чем для быстроходной;

4.  Увеличение точности изготовления и монтажа позволяет увеличить значение ψa.

Ширина колеса (венец) b2=awψa; ширина шестерни назначается больше – b2=awψa+(4…5) мм.

 

1.5. Определение межосевого расстояния зубчатой передачи и модуля зацепления

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи определяют по зависимости:

где [σ]H – допускаемое контактное напряжение в МПа;

       M1 – номинальный крутящий момент на шестерне в Нмм;

       U -   передаточное число;

      KП  – коэффициент, учитывающий влияние суммарной длины контактных линий на повышение нагрузочной способности передачи, для пряпозубых колес KП=1,0; для косозубых колес: при твердости HB350 и β<25° KП = 1,35…1,5 (меньшие значения при Z20, а большие – при Z1>40); при твердости HB>350, а также при β>25° независимо от твердости КП = 1,15.

Полученное значение aw округляют до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-88 (табл.11).

 

Таблица 11. Стандартные значения межосевого расстояния, мм

1 ряд

40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 580

2 ряд

71; 90; 112; 140; 180; 224; 280; 355; 450; 560; 710

 

Модуль зацепления ориентировочно принимают по зависимости:

m=(0,01…0,02)aw, мм.                                                                (16)

Полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 9563 – 88 (табл. 12).

 

Таблица 12. Стандартные значения модуля, мм

1 ряд

1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2 ряд

1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11

 

1.6. Расчет чисел зубьев, фактического передаточного числа и угла наклона зуба

1.6.1. Определение числа зубьев

Суммарное число зубьев Zc для прямозубых колес:

для косозубых и шевронных колес:

Угол наклона зуба β принимают:

Для косозубых колес β= 80…150; для шевронных колес β= 250…400.

Числа зубьев шестерни и колеса:

Полученные значения чисел зубьев округляют до целых чисел. Рекомендуется для шестерен быстроходных ступеней принимать Z1 = 20…30, а для последующих ступеней Z1 = 17…24.

Уточнение фактического передаточного числа.

Отклонение фактического передаточного числа от проектного (заданного) не должно превышать 3,5%.

Проверка условия сборки

Для прямозубых колес:

Если для прямозубых колес не удовлетворяется условие сборки, то передачу необходимо вписать в стандартное межосевое расстояние за счет корригирования.

Для косозубых колес уточняют фактический угол наклона зуба:

При этом угол наклона зуба не подлежит изменению и стандартизации, например β = 13015

 

Затем назначают степень точности передачи (табл. 13), ориентируясь на окружную скорость:

 

Таблица 13. Рекомендуемая степень точности изготовления зубчатых передач

Степень точности

Окружная скорость, м/с

прямозубые

непрямозубые

8 (пониженная)

до  8

до  12

7 (нормальная)

до 12

до  20

6 (повышенная)

до  20

до  31,5

 

1.7. Проверка действительных контактных напряжений

Проверка действительных контактных напряжений выполняется после уточнения величины коэффициента нагрузки и определения геометрических размеров зубчатых колес по зависимости:

где K  – уточненное значение коэффициента нагрузки;

      U – фактическое передаточное число.

Затем необходимо рассчитать отклонение действительного контактного напряжения σH и [σ]H, отклонение не должно превышать +5…- 20%. При перегрузке необходимо увеличить межосевое расстояние до ближайшего большего из стандартного ряда.

 

1.8. Проверка прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб

Проверка изгибных напряжений производится по формуле:

где P – окружное усилие, Н;

       Y – коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от числа зубьев: действительного  для прямозубых колес и эквивалентного (Zv) для косозубых  и шевронных колес (Zv=Z/cos3β), см табл. 14;

      KП – коэффициент повышения нагрузочной способности на изгиб косозубых и шевронных колес (его значения такие же, как и для расчета на контактную прочность):

       mn -  нормальный модуль (стандартный модуль), мм.

 

Таблица 14. Коэффициент формы зуба Y

Число

зубьев

Zv

Зубчатые колеса внешнего зацепления

при коэффициенте смещения исходного контура

Зубчатые колеса

с внутренними

зубьями

-0,2

0

+0,2

12

0,239

0,308

0,378

-

14

0,266

0,330

0,392

-

16

0,302

0,355

0,408

-

18

0,330

0,377

0,424

-

20

0,348

0,389

0,431

-

22

0,367

0,402

0,437

-

24

0,384

0,414

0,445

-

26

0,400

0,426

0,455

-

28

0,408

0,434

0,458

0,942

30

0,416

0,440

0,464

0,916

35

0,431

0,452

0,473

0,863

40

0,445

0,465

0,485

0,825

45

0,452

0,471

0,490

0,795

50

0,459

0,477

0,495

0,769

60

0,474

0,490

0,507

0,731

80

0,485

0,449

0,512

0,688

100

0,494

0,505

0,517

0,660

150

0,508

0,515

0,523

0,620

Рейка

-

0,550

-

-

В зависимости от Zv по табл. Находят Y и на изгиб рассчитывают зубья того из пары сцепляющихся колес, для которого произведение Y[σ]F меньше.

 

1.9. Усилия, действующие в цилиндрическом косозубом зацеплении

Окружное усилие:

Радиальное усилие:

где α – угол зацепления, α= 200

Осевое усилие:

 

2. Последовательность расчета конических передач

2.1. Определение диаметра колеса

Допускаемые контактные напряжения определяют также, как для цилиндрических колес.

При расчете конической передачи коэффициент нагрузки принимают равным K= 1,5 из-за консольного расположения конической шестерни.

Требуемый внешний делительный диаметр колеса из условия контактной прочности равен:

где M1 – крутящий момент на валу шестерни, Нмм;

      [σ]H – допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;

     ϕRe – коэффициент ширины венца (при проектном расчете ϕRe 0,3);

       KП  – коэффициент нагрузочной способности конических колес, для прямозубых колес KП= 0,85, для косозубых колес KП= 1,2…1,3.

Полученное значение de2   округляем до стандартного значения из ряда:  50; (56); 63; (71);80; 90; 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225); 250; 280; 315; 335; 400…

 

2.2. Определение числа зубьев шестерни  и колеса

Число зубьев шестерни обычно назначают в пределах: Z1= 18…20. Более точно число зубьев можно определить по данным табл. 15.

 

Таблица 15.  Рекомендуемое  минимальное число зубьев шестерни

 

U

Z1 при β

0 - 150

20 - 250

30 - 400

1

17

17

17

2

13

12

11

> 3,15

12

10

8

Число зубьев колеса: Z2=Z1U 

 

2.3. Определение внешнего (окружного) модуля передачи и фактического передаточного числа

Внешний окружной модуль конической передачи равен:

Полученное значение модуля mte необходимо округлить до ближайшего стандартного значения (табл. ).

Уточняют фактическое передаточное число:

Отклонение полученного фактического передаточного числа от стандартного допускается в пределах ±3%.

 

2.4. Определение внешнего конусного расстояния и угла наклона зуба

Внешнее конусное расстояние (по принятому модулю mte) равно:

Ширина венца b=ψReRe,  мм

Уточняют угол βm (средний угол наклона зуба на делительном конусе). Для этого сначала определяют βe – наружный угол наклона зуба на делительном конусе по соотношению:

 

2.5. Определение углов делительных конусов и среднего окружного модуля

Углы делительных конусов:

Средний окружной модуль mtm:

Средний нормальный модуль mnm:

 

2.6. Проверка действительных контактных напряжений

Проверка действительных контактных напряжений выполняется после уточнения коэффициента нагрузки в зависимости от окружной скорости

где M1  – крутящий момент на шестерне, Нмм;

       b – длина зуба, мм.

Допускаемое отклонение действительных контактных напряжений от допускаемых должно находиться в пределах +5…- 20%. .

 

2.7. Определение действительных напряжений изгиба в конической паре

где P – окружное усилие, Н;

      βm – средний угол наклона зуба на делительном конусе;

       b – ширина венца, мм;

       y – коэффициент формы зуба; его принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев рассчитываемого колеса (рассчитываются зубья того колеса, для которого произведение  y[σ]F меньше):

 – торцовый коэффициент перекрытия:

 

2.8. Расчет усилий в конической передаче

Окружное усилие

Осевое усилие на шестерне 

Радиальное усилие на шестерне

 

3. Последовательность расчета червячных передач

3.1. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев при расчете на контактную прочность

При n1=n=const, Mmax=Mн,  для нашего случая эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни

Эквивалентное число циклов нагружения для зубьев колеса

 

3.2. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев при расчете на изгибную прочность

При n1=n=const, Mmax=Mн, для нашего случая

Эквивалентное число циклов нагружения для зубьев колеса

 

3.3. Расчет коэффициента долговечности для контактной прочности

Если , то принять KHL=0,585.

 

3.4. Определение коэффициента долговечности при расчете на изгиб