Определение допускаемых напряжений

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 9Следующая ⇒

Определение допускаемых напряжений проводим в соответствии с пунктом 2.1 2 [3].

Для определения допускаемых напряжений вычислим среднюю твёрдость колёс:

Для шестерни: НB_CP₁ = 0.5· (НB_min+ НB_max) = 0.5 (269 + 302) = 286HB

Для колеса: НВ_СР2 =0.5· (НB_min+ НB_max) = 0.5 (235 + 262) = 249НВ

Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность

Для шестерни:

[σ] _Н1=К_Н_L1 [σ] _HO1

Для колеса:

[σ] _Н2=К_Н_L2 [σ] _HO2

где К_HL1 и K_HL₂ - коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям колеса и шестерни;

[σ] _HO1=1.8 НB_CP₁+67=1.8·286+67=582МПа и

[σ] _HO2=1.8 НB_CP₂+67=1.8·249+67=516МПа

предел контактной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям при термической обработке улучшение:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ПМЕХ. 6

где N_HO₁=HB_CP₁³=286³=2.34·10⁷ и где N_HO₂=HB_CP₂³=249³=1.54·10⁷ –

базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность для колеса и шестерни;

N₂=60n₂L_h=60·35.8·22484=48.3·10⁷ и N₁=N₂·u_ц=48.3·10⁷·5.75=277.7·10⁷ – действительные числа циклов перемены напряжений для колеса и шестерни;

принимаем K_HL₁=1 и K_HL₂=1.

Тогда допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни:

[σ] _H1=1·582=582МПа

[σ] _H2=1·516=516МПа

Для дальнейших расчётов принимаем [σ] _H=516МПа.

Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

Для шестерни:

[σ] _F1=К_FL1 [σ] _FO1

Для колеса:

[σ] _F2=К_FL2 [σ] _FO2

Где K_FL₁ и K_FL₂ - коэффициенты долговечности при расчёте на изгиб для колеса и шестерни;

[σ] _FO1=1.03 НB_CP₁=1.03·286=275МПа и [σ] _FO2=1.03 НB_CP₂=1.03·249=275МПа – предел изгибной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по изгибным напряжениям при термической обработке улучшение:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ПМЕХ. 6

принимаем K_FL₁ = 1 и K_FL₂ = 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба для колеса и шестерни:

[σ] _F1=1·275=275МПа

[σ] _F2=1·275=275МПа

Для дальнейших расчетов принимаем [σ] _F=275МПа.

Определение основных параметров передачи

Межосевое расстояние передачи:

где K_a = 43 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс(стр.15 [3]);

ψ_a= 0,4 - коэффициент ширины колеса (стр.15 [3]);

К_Hβ = 1 - коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке - улучшение(стр.15 [3]);

принимаем a_w = 230мм.

Предварительный делительный диаметр колеса:

d₂=2·a_wu/ (u+1) =2·230·5.75/ (5.75+1) = 392 мм

Ширина колеса:

b₂= ψ_a·a_w=0.4·230=92 мм

Модуль передачи:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ПМЕХ. 6

где K_m = 5.8 - коэффициент модуля для косозубых колес;

принимаем m = 2 мм в соответствии со стандартным значением.

Суммарное число зубьев:

z_Σ=2·a_w·cosβ/m=2·230·cos10/2=226.5

где β =10º - угол наклона зубьев.

Принимаем z_Σ=226.

Число зубьев шестерни:

z₁= z_Σ / (u+1) =226/ (5.75+1) =33.5≥ z₁_min=17

Принимаем z₁=34.

Число зубьев колеса:

z₂= z_Σ - z₁=226-34=192

Фактическое передаточное число:

u_ф= z₂/ z₁=192/34=5,65

Отклонение от заданного передаточного числа:

такое расхождение допускается.

Делительный диаметр шестерни:

d₁= z₁·m/ cosβ=34·2/cos (10) =69.049 мм

Делительный диаметр колеса:

d₂=2а_w - d₁=2·230-69.049=390.951 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_а1= d₁+2m=69.049+2·2=73.049 мм

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ПМЕХ. 6

d_а2= d₂+2m=390.951+2·2=394.951 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_f₁= d₁-2.5m=69.049-2.5·2=64.049 мм

d_f₂= d₂-2.5m=390.951-2.5·2=385.951 мм

Ширина шестерни:

b₁= b₂+5=92+5=97 мм

Окружная скорость колеса:

в зависимости от окружной скорости колеса по табл.2.4 [3] принимаем 9 степень точности передачи.

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.

Таблица 3.

	Модуль (мм)	Межосевое расстояние (мм)	Число зубьев	Делительный диаметр (мм)	Ширина (мм)
Шестерня	2	230	34	69.049	97
Колесо			192	390.951	92