Расчет открытой цилиндрической прямозубой передачи

Расчет открытой цилиндрической прямозубой передачи

• Расчет открытой цилиндрической формы Прямозубая передача 2.1. Выберите материал, назначьте термообработку и твердость активной поверхности зуба. Если шестерня расположена после червячной передачи, ut=16, и крутящий момент выходного вала достаточно

велик, то размеры колеса также будут большими. Поэтому, чтобы получить низкую стоимость отправки, выбирайте из таблицы. 1. Материал сталь относительно недорогая с термической обработкой 2 45 (отливка) — стандартизация, зуб шестерни активная поверхностная твердость W?3sr220 и колесо N W^185. 3632.2 определить пределы прочности и допустимые напряжения. Согласно таблице.

4.5 предел выносливости зубчатого контакта: шестерня onitz=2 / 7V+70=2- Людмила Фирмаль

220+70=510MPa; колесо ojatst z= 2 /7 5 + 70 = 2-185 + 70 = 440 МПа. Согласно таблице. 4.7 предел прочности при изгибе зубьев: зубчатое колесо oritz=1,8 / 75SR=1,8-220=396MPa; колесо O°F CT4=1,8 / 75sr=1,8-185=333MPa. Допустимое контактное напряжение[o//] S — (o и it s / Sff) до hl= (510/1,1) • 1 = 446 MPa; [OYA]l=PT i / S H) к h l— (440/1,1) • 1 = 400 МПа. Здесь значения коэффициентов<$h=1,1 и KH L=1 принимаются в соответствии с рекомендациями§4.6. Допустимые напряжения изгиба

определяются по формуле (4.17): [af]8=]img/Sf?) Ug K flK fc— (396/2,2) • 1,2 • 1 • 1 = = 172 МПа; [<+/4=(o’F lim t / Sp) Y rK flK fc= (333/2,2) -1,2 • 1 • 1 = = 145 МПа. Здесь значения коэффициентов Sf=2,2; Y^=1,2; k f i=1 и K fc-1 принимаются в соответствии с рекомендуемым§4.6. В открытой трансмиссии зубья на колесах изнашиваются более интенсивно, поэтому величина допустимого напряжения изгиба уменьшается вдвое, и дальнейшие расчеты нимаем [оф] 8=86МПА, [ОГ]4=72,5 МПа.

• Возьмем расчетные коэффициенты fyl=2.3 и KN$=1.05. 2.4. Определим по осевому расстоянию aw из уравнения (4.24) условия контактной усталости: =Ka (^2+ — l L K / q iK t1H,3 / 10″-2475-1,05 4 9 ,5 (3 ,1 5 + 1 ) | / 0,15.3,152.4008 — 4 5 0 хм. — 2.5. B определить ширину коронки зубчатого колеса.i — =0,15-450=67,5 мм. Мы выбираем согласно таблице. 1.3&4=67мм. 364ширина шестерни БЗ=64+(2… 5) мм=67+(2. .. 5) -6 9… 72мм Мы выбираем согласно таблице. 1.3 63=71 мм. 2.6. Выберите модуль в соответствии с эмпирической зависимостью t=(0.01… 0.02

) аw=(0.01… 0.02• * 450=4,5… 9мм Принимать по СТ СЭВ 310-76Т=8мм.2.7. Колесо 22=2aw для определения количества зубьев!м-2 • 450/8 = 112.5; «22 = 112; g» =2 2!(ИГ+ 1) = 112/(3,15+1) = 27; 24 = 22 — 23 = 112 — 27 = 85; Фактическое передаточное число — 85/27=3,148 3,15. Геометрические размеры 2.8 Yo-зубчатого деления диаметра колеса: b / 3= / PG3=8-27=216 мм; di=8-85=680 мм. 2. 9. Определить окружную скорость передачи v=w3d3/(2 -103) = 9,54 • 216/(2 -103) = 1,03 м/с2. 10.

Определить силу, действующую на зацепление, Ft3=Fti = Ft=2•1W M jdi=2 • 103 • 2475/680 =7280H; Fr3=Fr i = Fr=Ft tg a=7280tg20°=2650H. П. 1 главный Людмила Фирмаль

параметр открытой прямой передачи зуба Параметры Технические характеристики и числовые значения Параметры Обозначение n чисел Крутящий момент на приводе/I4=2475 количество зубьев: вал, Н•м зубчатое колесо G3=27 угловая скорость VA-колеса G4=8 5лов, рад/с: модуль, мм T—8 привод=3,60; 1,04; 1,1. Рабочее напряжение зубьев колеса при изгибе определяется по формуле (4.27) =56 МПа<[или]4=72,5 МПа. Требования к прочности выполнены. 2.12 суммируйте результаты расчета переноса в таблице. П. Один

Смотрите также:

Решение задач по деталям машин

Расчет болтов на прочность	Расчет червячной передачи
Расчет соединений, включающих группу болтов	Конструкция редукторов. кинематические схемы