Закрытие механические передачи

вращения шестерни, об/мин;
u – передаточное число рассчитываемой передачи;
HB1 – твердость шестерни;
ψва – относительная ширина передачи;
Z1 – число зубьев шестерни;
YF1 – коэффициент формулы зуба шестерни
KHβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по контактным напряжениям;
KFβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по изгибным напряжениям;
β,рад – угол наклона зубьев;
ПМ1 – признак материала(вид термообработки шестерни);
ПМ2 - признак материала(вид термообработки колеса);
SH1 – коэффициент безопасности при расчете допускаемых контактных напряжений шестерни;
SH2 – коэффициент безопасности при расчете допускаемых изгибных напряжений колеса;
SF – коэффициент безопасности при расчете допускаемых изгибных напряжений;
KFC – коэффициент реверсивности:
t – срок службы передачи, час:
Y1, Y2, X1, X2, X3 – коэффициенты циклограммы нагрузки;
∆HB – разность твердостей шестерни и колеса;

Однако в силовых передачах, как правило, чугуны и не металлические передачи не применяют. В дальнейшем, в качестве материалов зубчатых колес будем рекомендовать только стали.
Колеса малоответственных передач в машинах общего назначения, колеса открытых зубчатых передач и колеса, работающих при небольших и средних крутящих моментах (до 200000 Нмм) подвергают объемной закалке с высоким отпуском. У таких передач твердость материала колеса будет НВ2 ≤ 350. Зубья могут быть нарезаны после термообработки; благодаря этому отпадает необходимость выполнения дорогих доводочных операций. Для предотвращения заедания и лучшей приработки нижний предел твердости шестерни, как показывает практика, должен быть на
∆HB = 30…50 единиц НВ выше верхнего предела твердости колеса т.е.
НВ1 = НВ2 + ∆HB

Выбор материала зубчатых колес

= в/Re ≤ 0,3 –коэфициента ширины венца зубчатого колеса.
Число зубьев шестерни z1 столбец 6 берется несколько меньше Z1 = 18…22.
Коэффициенты формы зуба УF1 и УF2 выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv2 = z1/cosδ1 и Zv2 = Z1/cosδ2 табл. 6. Здесь tgδ1 = 1/u и tgδ2 = u.
В столбец 11 вместо величины угла зуба β ставиться 1. Все остальные параметры для расчета закрытой конической передачи беруться аналогично разделу 1 данной инструкции

колес, в зависимости от антизадирных и антифрикционных свойств могут быть условно сведены в три группы (ГМ). Критерием выбора является скорость скольжения υ1м/с витков червяка относительно зубьев колеса, которую можно определить по имперической зависимости:
где n1 – частота вращения червяка, мин-1;
Т2 – крутящий момент на колесе, Нхмм.
Червячные колеса закрытых передач с машинным приводом при скорости скольжения υ1 > 4 м/с изготавливают из оловянистых бронз (ГМ = 1), при 1 ≤ υ1 ≤ 4 м/с – из безоловянистых бронз (ГМ = 2) и при υ1 < 1 м/с из чугунов (в основном для открытия передач небольшой мощности с ручным приводом), (ГМ = 3).

шестерни z1 = 18…24
Коэффициенты формы зуба УF1 и УF2 столбцы 7 и 8 выбирается по числу зубьев шестерни Z1 и колеса Z2 по табл. 6.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии при расчете на изгиб КFβ выбирается по рис. 2 в зависимости от ψвd = ψвm/z1 для кривых 1а или 1в.
В таблицу добавляется еще один столбец 22, куда вносится угол наклона зуба β. Как правило открытые передачи выполняются прямозубыми и β= 0.

расположен на валу электродвигателя и в таблицу вносится крутящий момент с вала электродвигателя Т1 = 26700Н.мм. Внесем в столбец 1.
В ременных передачах обычно пользуются величиной передаточного отношения i. Внаших расчетах i =u = 2 – столбец 2.
Частота вращения ведущего шкива n1 мин-1 (вала электродвигателя). Из табл. 7 (1) n1 = 1430 мин-1.