|
Читайте также: |
Целью проектировочного расчета является определение начального диаметра шестерни из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле [ф. 3.1], мм:
,
где T 1 H – вращающий момент на шестерне, Нм; Kbe – коэффициент ширины зубчатого венца; 
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; 
– предварительное значение коэффициента, учуивающего динамическую нагрузку; 
– допускаемое контактное напряжение, МПа.
Коэффициент ширины зубчатого венца определяется по формуле [ф. 3.3]: Kbe = 1,2/(u +0,6) = 1,2/(2 + 0,6) = 0,46. Так как Kbe > 0,3, принимаем Kbe = 0,3.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, = 1,15 [р. 3.1], при этом отношение 
, где 
[ф. 3.23].
Предварительное значение коэффициента 
, учуивающего динамическую нагрузку, определяется по формуле [c. 8]:
.
Допускаемые контактные 
напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [ф. 3.4]:
,
где 
– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа; SH – коэффициент запаса прочности; ZN – коэффициент долговечности; ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; 
– коэффициент, учитывающий окружную скорость; ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла; ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
В проектировочном расчете 
= 0,9.
Тогда: 
.
Коэффициенты запаса прочности: для шестерни и колеса с поверхностным упрочнением зубьев принимаем 
= 1,2 и 
= 1,2 [с. 9].
Предел контактной выносливости , МПа [т. 3.1]:
для цементированной шестерни 
;
для колеса, закаленного с нагревом ТВЧ 
.
Суммарное число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке определяется следующим образом [ф. 3.5]:
,
где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t – срок службы передачи, в часах.
часов (передача работает 5 лет, 312 дней в году, 16 часов в день).
Таким образом:
циклов,
циклов.
Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по формуле [ф. 3.11]:
так как 
принимаем 
,
.
Примечание: перевод твердости по HRC в HB по приложению 1.
Так как 
определяем значение 
по формуле [c. 10]:
,
при 
определяем значение 
по формуле [c. 10]:
.
Используя полученные данные найдемдопускаемые контактные напряжения 
, МПа:
,
.
В качесве допускаемого напряжения в проектном расчете принимают наименьшее, т.е. 
МПа.
Полученные данные подставим в формулу по определению начального диаметра:
мм.
Для зубчатых передач, изготовленных без смещения, рекомендуется принимать 
так как в этом случае отсутствует подрезание ножки зубьев [c. 15]. Принимаем 
. Число зубьев колеса 
.
Внешний окружной модуль определяется по формуле [ф. 3.19]:
.
По ГОСТ 9563-80 принимают стандартный модуль [c. 16]: 
мм.
Тогда уточненное значение внешнего делительного диаметра шестерни [ф. 3.20], мм:
.
Тогда внешний делительный диаметр колеса [ф. 3.21], мм:
.
Внешнее конусное расстояние рассчитывается по формуле [ф. 3.22], мм:
,
где 
[ф. 3.23].
Углы наклона делительных конусов шестерни 
и колеса 
определяются из зависимости [ф. 3.23]:
,
.
Ширина зубчатого венца рассчитывается по формуле [ф. 3.24], мм:
.
Среднее конусное расстояние рассчитывается по формуле [ф. 3.25], мм:
.
Средний окружной модуль [ф. 3.26], мм:
.
Средние делительные диаметры [ф. 3.27], мм:
, 
.
Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.28], м/с:
.
По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.3].
Дата добавления: 2015-11-28; просмотров: 55 | Нарушение авторских прав