Суммарный коэффициент перекрытия

⇐ ПредыдущаяСтр 5 из 11Следующая ⇒

Эквивалентное число зубьев

Шестерни

Колеса

Окружная скорость

1.62 м/с

Проверочный расчет на контактную выносливость:

где:Ze =190 для стальных передач при Е=2,1*10⁵;

Zн - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

Ze - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Fth – окружное усилие, Н

Wнv - удельная окружная динамическая сила. Н/мм

q0- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса принимается равным 5.3

-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи

Кнv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса

Khb⁰ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период передачи.

Где Кк = 0,14 при расположении шестерни на валу передачи со стороны подвода вращающего момента

К_hw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев

Здесь H_HV - твердость менее твердого зубчатого колеса передачи

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Khb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

Для косозубых и шевронных передач

Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

T₁_max - наибольший вращающий момент на валу = 50.5

K_hvmax-коэффициент., учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при нагрузке

Khv и Whv были определены в предыдущем пункте.

Расчет зубьев на выносливость при изгибе.

F_tf - окружная сила, Н

Wнv - удельная окружная динамическая сила. Н/мм

Где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса принимается равным

Kfb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

Где для косозубого зацепления.

Kfa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых

Где СТ - степень точности = 7;

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения;

Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для косозубых при Е_b>1 принимаем

Расчет зубьев шестерни на выносливость при изгибе.

Условие выполняется

Расчет зубьев колеса на выносливость при изгибе.

Условие выполняется

Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

Прочность зубьев, необходимую для предотвращения остаточных деформации, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки.

Где - расчетное местное напряжение при изгибе

F_tf - окружная сила на делительном цилиндре.

F_tfmax - максимальная из действующих за расчетный срок окружная сила на делительном цилиндре ударного или плавного характера с числом повторных воздействий Nk<10³ , H

Условие выполняется.

Окружное усилие

Радиальное усилие

Осевое усилие

Расчет быстроходной ступени.

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Выбор допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес.

Допустимые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

где — коэффициент запаса прочности;

— коэффициент долговечности;

— коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

— коэффициент, учитывающий окружную скорость;

— предел контактной выносливости.

Выбор допустимых напряжений для шестерни.

Определяем базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости по формуле:

где — среднее значение твердости рабочей поверхности зуба шестерни в единицах HB,

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме, N_he₁

Так как ,то коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

где — число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы;

— базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Значение коэффициента ,учитывающего шероховатость сопряженных поверхностей зубьев R_a=1,25…0,63, принимаем равным .

Так как проводится проектировочный расчет, то принимаем

Определяем предел контактной выносливости

Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:

где — коэффициент запаса прочности шестерни;

— коэффициент долговечности шестерни;

— коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев

шестерни;

— коэффициент, учитывающий окружную скорость шестерни;

— предел контактной выносливости шестерни.

Выбор допустимых напряжений для колеса.

Определяем базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости по формуле:

где — среднее значение твердости рабочей поверхности зуба колеса

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме, N _К2

где — частота вращения шестерни, об/мин;

— ресурс передачи, ч;

Так как ,то коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

где — число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы;

— базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Так как проводится проектировочный расчет, то принимаем

Определяем предел контактной выносливости:

где — значение твердости поверхности зубьев колеса в единицах HB.

Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:

где — коэффициент запаса прочности колеса ;

— коэффициент долговечности колеса;

— коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев колеса;

— коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса;

— предел контактной выносливости колеса.

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем:

781<987.5 Условию удовлетворяет.

Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев.

Допускаемых напряжений изгиба зубьев определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

где — коэффициент запаса прочности, принимаем ;

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки;

— коэффициент долговечности;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

— коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса.

Выбор допустимых напряжений для шестерни.

— предел выносливости зубьев шестерни при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки. В соответствии с выбранным вариантом термической обработки и следуя рекомендациям П.Ф.Дунаева принимаем

Так как способ изготовления заготовок для получения шестерни приняли поковку, то коэффициент учитывающий способ получения заготовки шестерни принимаем равным

В связи с односторонним приложении нагрузки принимаем .

При проведении проектировочного расчета возможно принимать значение коэффициента учитывающего диаметр шестерни, равным

Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости принимаем

Определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы по формуле:

Коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

где — число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы;

— базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Определяем допустимые напряжения по формуле:

где — коэффициент запаса прочности шестерни;

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений для шестерни;

— коэффициент долговечности шестерни;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни;

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для шестерни;

— коэффициент, учитывающий диаметр шестерни.

Выбор допустимых напряжений для колеса.

— предел выносливости зубьев колеса при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки. В соответствии с выбранным вариантом термической обработки и следуя рекомендациям П.Ф.Дунаева определяем по формуле:

где — значение твердости поверхности зубьев колеса в единицах HB.

Так как способ изготовления заготовок для получения колеса приняли поковку, то коэффициент , учитывающий способ получения заготовки колеса принимаем равным

В связи с одностороннем приложении нагрузки принимаем .

При проведении проектировочного расчета возможно принимать значение коэффициента , учитывающего диаметр колеса, равным

Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости принимаем

. (2.2.15)

Определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы по формуле:

Коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

Определяем допустимые напряжения по формуле:

где — коэффициент запаса прочности колеса;

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений для колеса;

— коэффициент долговечности колеса;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса;

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для колеса;

— коэффициент, учитывающий диаметр колеса.

Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой.

Допускаемых напряжений изгиба зубьев определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

где: — коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения;

— коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определенными при ударном однократном напряжении и при числе ударных нагруженный ;

— максимальный коэффициент долговечности;

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

— коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса.

Параметр определяет рабочую ширину венца зубчатой передачи при известном начальном диаметре шестерни или наоборот. На этапе проектировочного расчета эти параметры неизвестны, поэтому по имеющимся рекомендациям принимаем значение в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала, с жесткостью вала и твердостью поверхностей зубьев.

Так как твердость поверхности колеса меньше, а также в связи с несимметричном расположении зубчатых колес передачи относительно опор принимаем =0.5.

Так как передача косозубая, примем угол наклона зубьев .

3.1. Проектировочный расчет.

Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:

,примем

где: — передаточное число передачи неразрушения;

— вспомогательный коэффициент; так как передача косозубая, то ;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение принимаем в зависимости от параметра по графикам, используя рекомендация Добровольского В.П. В данном случае принимаем ;

— исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм, для которого число циклов перемен напряжений не менее . В данном случае

Определяемширину зубчатого венца:

Ориентировочное значение модуля вычисляем по формуле:

где: — диаметр шестерни, мм;

— ширина зубчатого венца колеса, мм;

— допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Мпа;

— вспомогательный коэффициент; так как передача косозубая, то ;

— исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм, для которого число циклов перемен напряжений более . В данном случае .