Курсовой проект содержит 57 страниц, 15 рисунков, 2 таблицы, 4 источника, 3 приложения, 4 листа графического материала. 2 страница

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 4Следующая ⇒

(4.2.8)

где Z_R – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

Z_v – коэффициент, учитывающий влияние скорости;

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;

Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

S_H=1,1 – коэффициент запаса прочности.

мм

Модуль зубьев, мм,

(4.2.9)

Значение модуля принимается из вычисленного интервала и согласовывается со стандартным.

Модуль принимаем m=4,5

Сумма зубьев шестерни и колеса

, (4.2.10)

Число зубьев шестерни

, (4.2.11)

Так как зацепление выполнено без смещения, то по условию не подрезания минимальное число зубьев шестерни Z₃ = 17. Рекомендуется проектировать шестерню тихоходной ступени с числом зубьев Z₃ = 18-26. Если эта рекомендация не выполняется, то при определении суммарного числа зубьев Z_c следует изменить модуль.

Число зубьев колеса

, (4.2.12)

Делительные диаметры, мм;

Шестерни –

(4.2.13)

мм

Колеса-

, (4.2.14)

мм

Диаметры вершин зубьев, мм;

Шестерни-

, (4.2.15)

мм

колеса-

, (4.2.16)

мм

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни –

, (4.2.17)

мм

колеса-

, (4.2.18)

мм

Уточненное межосевое расстояние, мм,

, (4.2.19)

мм

Рабочая ширина зубчатого венца, равная ширине венца колеса, мм,

, (4.2.20)

мм

Ширина венц0а шестерни, гм,

, (4.2.21)

;

Окружная скорость зубчатых колес, м/с.

, (4.2.22)

м/с

4.2.1. Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев необходимо проверить на контактную прочность. Для этого следует определить рабочее контактное напряжение σ_н и сравнить с допускаемым σ_нр Должно выполняться условие: σ_н≤σ_нр

Рабочее контактное напряжение, МПа,

, (4.2.1.1)

где Z_E = 190 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев з полюсе зацепления,

, (4.2.1.2)

где α_t – делительный угол профиля в торцовом сечении, град;

α_tω – угол зацепления, град;

для прямозубых передач без смещения

Z_ξ – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямозубой передачи,

(4.2.1.3)

где ξ_α – коэффициент торцового перекрытия,

F_t₃ – окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н;

; (4.2.1.4)

К_A = 1,1 – коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

K_Hv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

(4.2.1.5)

где ω_Н _v – удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

(4.2.1.6)

где δ_Н= 0,06 – коэффициент, учитывающей влияние вида зубчатой передачи;

g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса 8-й степени точности,

g₀ = 6,1 – при 10≥m≥3,55мм;

Н/мм

где К_Нβ=1,05 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузка по длине контактных линий,

К_нω= 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач.

МПа

4.2.2, Расчет зубьев на прочность при изгибе

Выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома, устанавливают для каждого колеса сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения;

σ_F≤σ_FP

Расчетное местное напряжение при изгибе:

для шестерни-

; (4.2.2.1)

для колеса-

(4.2.2.2)

где К_F – коэффициент нагрузки,

, (4.2.2.3)

где К_{F v} – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса,

, (4.2.2.4)

где ω_{F v} – удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

, (4.2.2.5)

где δ_F= 0,16 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

Н/мм

К_Fβ=1.1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

K_Fα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

Y_FS₃, Y_FS₄ – коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, определяемые для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев Z₃ и Z₄ (рис. 4.2.2.1);

Рисунок 4.2.2.1 – График зависимости коэффициента от числа зубьев Z₃ и Z₄

Y_β = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба прямозубых передач;

Y_S = 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Допускаемое напряжение, МПа,

, (4.2.2.6)

где σ_Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа,

, (4.2.2.7)

где σ ⁰_Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа,

σ ⁰_Flimb=1,75 НВ

для шестерни-

σ ⁰_Flimb₃=1,75 НВ₃ (4.2.2.8)

σ ⁰_Flimb₃=1,75 285,5=499,625

для колеса –

σ ⁰_Flimb₄=1,75 НВ₃ (4.2.2.9)

σ ⁰_Flimb₄=1,75 235=411,25

Y_T= I – коэффициент, учитывающий технологию изготовления зубчатых колес;

У_Z = I – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (ковка или штамповка);

У_g = I – коэффициент, учитывающий отсутствие шлифовки переходной поверхности зубьев;

У_d= I – коэффициент, учитывающий отсутствие деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности;

У_A = I – коэффициент, учитывающий влияние характера приложения нагрузки (односторонняя);

Y_N – коэффициент долговечности,

для шестерни -

(4.2.2.10)

для колеса-

(4.2.2.11)

где N_Flimb =4 ÷ 10 – базовое число циклов напряжений;

показатель степени для зубчатых колес с однородной структурой материала;

N_k – суммарное число циклов напряжений, определяемое для шестерни и колеса, миллионов циклов;

для шестерни –

, (4.2.2.12)

для колеса –

, (4.2.2.13)

При N_k принять Y_N= 1;

Y_d - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений,

(4.2.2.14)

Y_R = 1,2 – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при нормализации и улучшении);

Y_х - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса,

(4.2.2.15)

где d – диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм;

S_F = 1,7 – коэффициент запаса прочности для углеродистой и легированной стали, подвергнутых нормализации или улучшению.

Допускаемое напряжение, МПа:

для шестерни –

(4.2.2.16)

для колеса-

(4.2.2.17)

4.3. Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колеса косозубые)

Межосевое расстояние быстроходной ступени, мм,

мм

Модуль зацепления, мм,

m=3.5

Угол наклона зубьев β косозубых зубчатых колес выбирается из условия получения коэффициента торцового перекрытия ξ_α более 1,1, которому соответствуют значения β=(3 - 18)°. При расчете передачи первоначально принимается любое значение угла β из указанного интервала.

Число зубьев:

шестерни –

; (4.3.1)

Число зубьев шестерни быстроходной ступени

Z₁= 22 - 35.

колеса –

(4.3.2)

Уточненное значение угла наклона зубьев, град,

; (4.3.3)

град

Делительные диаметры, мм:

Шестерня–

; (4.3.4)

мм

Колеса–

; (4.3.5)

мм

Диаметры вершин зубьев мм;

шестерки –

; (4.3.6)

мм

колеса –

; (4.3.7)

мм

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни –

;

мм

колеса –

; (4.3.8)

мм

Рабочая ширина зубчатого венца, мм:

колеса –

; (4.3.9)

мм

Шестерни –

; (4.3.10)

мм

Окружная скорость зубчатых колес, м/с,

; (4.3.11)

м/с

4.3.1. Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

Рабочее контактное напряжение

(4.3.1.1)

где Z_Е = 190 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;

Z_н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления,

(4.3.1.2)

где α_t – делительный угол профиля в торцовом сечении, град,

(4.3.1.3)

где α_t_ω – угол зацепления, град,

(4.3.1.4)

для передач без смещения α_tω=α_t;

β_b – основной угол наклона, град,

z_ξ – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий косозубой передачи,

(4.3.1.5)

где – ξ_α коэффициент торцового перекрытия для передач без смещения при β<20º

(4.3.1.6)

F_t₁ – окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н,

(4.3.1.7)

где К_А = 1,1 – коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

К_Н_v – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

(4.3.1.8)

где ω_н_v – удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

(4.3.1.9)

где δ_Н = 0,02 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

g₀ коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса 8-й степени точности.

g₀=5.6 при m ≤ 3.55мм.

Н/мм

К_нβ=1,05 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, в начальный период работы передачи

К_Нα=1,05 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

4.3.2. Расчет зубьев на прочность при изгибе

Расчет зубьев колес быстроходной ступени выполняется аналогично расчету зубьев колес тихоходной ступени. Должно выполняться условие:

Расчетное линейное напряжение при изгибе:

для шестерни –

; (4.3.2.1)

для колеса –

(4.3.2.2)

где К_F – коэффициент нагрузки,

, (4.3.2.3)

где К_{F v} – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зоне зацепления до зоны резонанса,

, (4.3.2.4)

где ω_{F v} – удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

, (4.3.2.5)

где δ_F= 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

; (4.3.2.6)

; (4.3.2.7)

;

K⁰_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи

(4.3.2.8)

где с' – удельная нормальная жесткость пары зубьев, Н/мм

где

; (4.3.2.9)

(4.3.2.10)

ƒ⁰_KY – фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи,

(4.3.2.11)

где a_β=0,3 – коэффициент, учитывающий статистическое распределение погрешностей и критерии допустимого повреждения активных поверхностей зубьев;

F_β=32 – допуск на погрешность направления зубьев, мкм

=1.05

Y_FS₁, Y_FS₂ =3,75;3,6 – коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, определяемые для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев Z_v₁, Z_v₂ (см. рис. 4.2.2.1)

(4.3.2.12)