Основы проектирования передаточных механизмов. Кушнаренко В.М - 50 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

ОГУ | Оренбург

Составители: 

Рубрика: 

К
Нα
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления, для прямозубых
колес
К
Нα
= 1, для косозубых выбирают по таблицам.
К
Нβ
- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса, зависит
от прогиба валов и перекоса зубчатых колес;
К
Нβ
= 1,05 - 2,5 из таблиц или графиков;
К
Нv
- коэффициент динамической нагрузки, выбирают из таблиц в
зависимости от окружной скорости, точности изготовления и твердости колес:
К
Нv
= 1,02 ÷ 1,32.
Для предварительных расчетов принимают К
Н
= 1,2...1,5.
Величина расчетных контактных напряжений одинакова для шестерни и
колеса. Расчет выполняется для того из колес, у которого меньше допускаемое
напряжение [σ]
Н
(в большинстве случаев для колеса)
[ σ]
Н2
= (σ
Н
lim b
/S
Н
) ⋅ K
НL
,
K
НL
- коэффициент долговечности = 1 для общего редукторостроения; S
Н
- коэффициент безопасности = 1,1...1,2;
σ
Н lim b
= 2 НВ + 70 - предел контактной выносливости при базовом числе
циклов.
При проектном расчете необходимо определить размеры передачи - a
w
.
Исключим из формулы линейный параметр b .
Обозначим b/a
w
= ψ
ba
- коэффициент ширины колеса относительно
межосевого расстояния, для редукторов ψ
ba
= 0,2...0,4,
тогда b = a
w
ψ
ba
, возведем в квадрат вышеприведенное неравенство
[C/(a
w
⋅ u)]
2
(T
2
⋅ K
Н
/a
w
⋅ ψ
ba
) (u ± 1)
3
≤ [ σ
Н
]
2
,
отсюда межосевое расстояние a
w
равно:
3
_______________________
_
a
w
≥ (u ± 1) √[C/(u ⋅ [σ]
Н
)]
2
(T
2
⋅ K
Н
/ψ
ba
), мм
- формула для проектного расчета цилиндрических передач на
выносливость по контактным напряжениям. Величина a
w
уточняется по ГОСТ
2185-66. Знак «+» для внешнего зацепления, «-» для внутреннего.
Основной параметр m - для зубчатых колес выбирается:
m = (0,01...0,02) ⋅ a
w
, мм и уточняется по ГОСТ 9563-80, для редукторов
m ≥ 2...1,5 мм. Суммарное число зубьев колес:
z
Σ
= 2 a
w
. соs β/m
n
;
число зубьев шестерни:
z
1
= z
Σ
/(u + 1),
число зубьев колеса:
z
2
= z
Σ
- z
1
; z
Σ
< 200. 
       КНα- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки между зубьями, зависит от точности изготовления, для прямозубых
колес
       КНα= 1, для косозубых выбирают по таблицам.
       КНβ - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса, зависит
от прогиба валов и перекоса зубчатых колес;
       КНβ = 1,05 - 2,5 из таблиц или графиков;
       КНv- коэффициент динамической нагрузки, выбирают из таблиц в
зависимости от окружной скорости, точности изготовления и твердости колес:
КНv= 1,02 ÷ 1,32.
      Для предварительных расчетов принимают КН = 1,2...1,5.
      Величина расчетных контактных напряжений одинакова для шестерни и
колеса. Расчет выполняется для того из колес, у которого меньше допускаемое
напряжение [σ]Н (в большинстве случаев для колеса)
      [ σ]Н2 = (σН lim b/SН) ⋅ KНL ,
      KНL - коэффициент долговечности = 1 для общего редукторостроения; SН
- коэффициент безопасности = 1,1...1,2;
      σН lim b= 2 НВ + 70 - предел контактной выносливости при базовом числе
циклов.
      При проектном расчете необходимо определить размеры передачи - aw.
Исключим из формулы линейный параметр b .
      Обозначим b/aw = ψba - коэффициент ширины колеса относительно
межосевого расстояния, для редукторов ψba = 0,2...0,4,
      тогда b = aw ψba, возведем в квадрат вышеприведенное неравенство
                                                 3        2
                   [C/(aw ⋅ u)]2 (T2 ⋅ KН/aw ⋅ ψba) (u ± 1) ≤ [ σН ] ,
      отсюда межосевое расстояние aw равно:
                             3 ________________________
                                                2
                   aw ≥ (u ± 1) √[C/(u ⋅ [σ]Н)] (T2 ⋅ KН/ψba ), мм
      - формула для проектного расчета цилиндрических передач на
выносливость по контактным напряжениям. Величина aw уточняется по ГОСТ
2185-66. Знак «+» для внешнего зацепления, «-» для внутреннего.
      Основной параметр m - для зубчатых колес выбирается:
      m = (0,01...0,02) ⋅ aw, мм и уточняется по ГОСТ 9563-80, для редукторов
       m ≥ 2...1,5 мм. Суммарное число зубьев колес:
                          zΣ = 2 aw. соs β/mn;
      число зубьев шестерни:
                          z1 = zΣ/(u + 1),
      число зубьев колеса:
                          z2 = zΣ - z1; zΣ < 200.

Страницы