6).
Значения коэффициента динамической нагрузки КНv
Таблица 6
Степень точности Твердость поверхности зубьев (Коэффициенты Окружная скорость v, м/с 1 3 5 8 10 8-я, а КНv КFv б КНv КFv 9-я, а КНv КFv б КНv КFv (а — НВ (350, б — HRCэ (40
П р и м е ч, а н и е. В числителе приведены данные для прямозубых колес, в знаменателе — для косозубых
Для определения КНv вычислим окружную скорость
м/с.
Из табл. 6 для 8-й степени точности имеем КНv =1,10.
— контактная прочность шестерни обеспечена.
— контактная прочность зубчатого колеса обеспечена.
4.
2. Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба
(F = (((F (,
где YFS — коэффициент формы зуба; Ft — окружная сила; КFβ - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба (табл. 4); КFv — коэффициент динамической нагрузки (табл. 6); ((F (- допускаемое напряжениям изгиба зубьев колес (((F (1 = 283,63 МПа, ((F (2 = 261,82 МПа).
По рис. 8.20 (1(для нулевых колес (x = 0) имеем: YFS1 = 4,3 (z1=17); YFS2 = 3,75 (z2 =216).
((F (1/YFS1 = 283,63/4,30 = 65,96 МПа; ((F (2/YFS2 = 261,82/3,75 = 69,81 МПа. Расчет выполняем по шестерне, у которой соотношение ((F (/YFS меньше.
Для (bd = 1,2 из табл. 3 имеем КFβ = 1,1.
По табл. 6 получим КFv =1,02 (v1= 1,027 м/с; 8-я степень точности).
Учитывая, что Ft1= 2 Т (· 103/d1=(2(83,4 · 103)/59,5=2803 Н, получим
(F1 = = 48 < ((F (1 = 283,63 МПа. Условие прочности выполняется.
Из сравнения (Н1 и (F1 видно, что для закрытой передачи основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.
5. Проверка прочности зубьев шестерни при перегрузках
Перегрузки, возникающие при пуске электродвигателя, могут привести к потере статической прочности зубьев шестерни рядовой ступени редуктора. Максимальные контактные (Нmax и изгибные (Fmax напряжения при действии пикового момента должны удовлетворять условиям:
(Н max = (Н (((Н (max ;
(F max = (F KП (((F (max .
Здесь (Н, (F — расчетные контактные и изгибные напряжения; ((Н (max и ((F (max — предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения; KП = 2,2 — коэффициент перегрузки (2(.
Для нормализованных, улучшенных или объемно закаленных сталей ((Н (max = 2,8(Т. Для сталей с твердостью Н (350НВ ((F (max (0,8(Т.
Для стали 40Х с твердостью Н (350НВ принято: (Т = 700 МПа, поэтому ((Н (max =2,8· 700=1960 МПа, ((F (max (0,8(Т=0,8· 700=560 МПа.
Таким образом, условия прочности для шестерни при перегрузках будут:
(Н1max = (Н1 = 454,2= 673,7 МПа (((Н (max = 1960 МПа;
(F1max = (F1KП = 48 · 2,2 = 105,6 МПа (((F (max = 560 МПА.
Условия прочности выполняются.
6. Разработка эскизного проекта редуктора На листе ватмана формата А1 сначала строится вид редуктора при снятой крышке (см. приложения 13 и 14), а затем выше строится вид редуктора спереди.
Чертежи в машиностроении выполняются в миллиметрах, при этом указание размерности не делается.
Если редуктор имеет небольшие размеры, то нужно использовать принятые увеличивающие масштабы М 2:1; М 5:1; М 10:
1.
Если по расчетным размерам редуктор получается слишком большим, то следует использовать уменьшающие масштабы М 1:2; М 1:2,5; М 1:3; М 1:
5.
1. Иосилевич Г. Б., Лебедев П. А., Стреляев В. С. Прикладная механика. — М.: Машиностроение, 1985.
2. Прикладная механика /Под ред. Заблонского К. И. Киев: Выща шк., 1979.
3. Иванов М. Н., Финогенов В. А. Детали машин. — М.: Высш. шк., 2001.
4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. — М.: Высш. шк., 2007.
5. Проектирование механических передач /Чернавский С.А. и др. — М.: Машиностроение, 1984.
6. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. — М.: Машиностроение, в 3-х томах, 2000.
7. Детали машин. Атлас конструкций /Под ред. Решетова Д. Н. — М.: Машиностроение, 1979.
8. Орлов П. И. Основы конструирования. Справочно-методическое пособие. В 2-х кн. — М.: Машиностроение, 1988.
9. Гилета В. П. Детали машин. Расчет и конструирование зубчато-ременных передач. — Новосибирск: изд. НГТУ, 2001.
Лист 2 Изм. Лист № докум Подпись Дата
