Допускаемые напряжения изгиба. Допускаемые напряжения изгиба для шестерни  и колеса  опреде-ляем по общей зависимости в виде:

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни  и колеса  опреде-ляем по общей зависимости в виде:

.                                                                                (2.10)

 – предел выносливости при изгибе, МПа. По таблице 2.3 (приложение 2) предел выносливости для колес из улучшенных сталей при твердости <350 НВ: = .                                                                                         (2.11)

Шестерня: = .

Колесо: = .

 – коэффициент долговечности (учитывает влияние ресурса):

= , при условии 1≤  ≤ ,                                                (2.12)

где = 4 и q = 6 для колес из улучшенных сталей.

 =  – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

– эквивалентное число циклов, соответствующее назначенному ресурсу:

 = · .

 – коэффициент эквивалентности, который определяется по таблице 2.4 (приложение 2) в зависимости от типового режима II (средний равновероятност-ный – см. раздел 2.2) и показателя q = 6: = 0,143.

 – ресурс передачи (используется из раздела 2.2).

Примечание. В данном расчете значения и  для удобства сравнения представляем в виде числа, умноженного на 10⁶.

Таким образом, коэффициент долговечности примет вид:

шестерня–  = ; колесо –  = .

Для выполнения условия ≥1 и ≥1 рассмотрим соотношения  с =  и  с = :

а) если  >  и  > , то принимаем =  и = , и, следовательно, =1 и    =1;

б) если <  и < , то коэффициент долговечности для шес-терни и колеса определяем по вышеприведенным формулам с точностью до третьего или четвертого знака.

 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной по-верхности между зубьями:  = 1,05…1,2 при шлифовании и полировании по-верхностей для колес из улучшенных сталей. Принимаем = 1,1.

 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения на-грузки (реверса):  = 1 при одностороннем приложении нагрузки.

 = 1,7 – коэффициент запаса прочности для колес из улучшенных сталей.

Таким образом: ; .

Допускаемое напряжение  принимается равным меньшему из допускае-мых напряжений шестерни  и колеса .

Примечание. Величина принимается равной целой части значения – десятые и сотые доли отбрасываются.

Межосевое расстояние

Определяем предварительное значение межосевого расстояния, мм:

= ,                                                                                           (2.14)

где  – вращающий момент на валу шестерни, Н·м;

u – передаточное число зубчатой передачи;

 – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости:

=10 при  и ≤350 НВ (  и  – твердость на поверхности зубьев шестерни и колеса).

Примечания: 1. Момент на валу шестерни берется из таблицы механических параметров (см. раздел 1.3) в соответствии с за-данной схемой привода:  для задания 2.5;  для заданий 2.1 и 2.8.

2. Точность расчета  – второй знак после запятой.

Окружную скорость  вычисляем по формуле, м/с:

 = ,                                                                                          (2.15)

где  – частота вращения вала шестерни, об/мин (для задания 2.5 ; для заданий 2.1 и 2.8 ).

Примечание. Точность расчета скорости  – второй знак после запятой.

По таблице 2.5 (приложение 2) назначаем 8 степень точности цилиндричес-кой зубчатой передачи. Устанавливаем, что передача будет прямозубой для зада-ний 2.1 и 2.5 и косозубой для задания 2.8.

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние, мм:

= .                                                                   (2.16)

 – коэффициент межосевого расстояния, :

 = 410 – для косозубой передачи;

 = 450 – для прямозубой передачи.

 – коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого рас-стояния:  = 0,315; 0,4; 0,5 – при симметричном расположении колес относи-тельно опор. Принимаем  = 0,4.

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

.                                                                                  (2.17)

Коэффициент  учитывает внутреннюю динамику нагружения, связан-ную с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значение  принимаем по таблице 2.6 (приложение 2) в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности (8), окружной скорости ( ), твердости на поверхности зубьев (≤ 350 НВ), для прямозубой или косозубой пе-редачи. При несовпадении скорости  с табличными значениями применяем фор-мулу интерполяции:

,                                                                   (2.18)

где  – значение  для мéньшей табличной скорости ( );

 – значение  для бóльшей табличной скорости ( );

 и  – бóльшее и мéньшее табличные значения скорости, в диапазоне которых находится действительное значение скорости .

Примечание. При  м/с для определения  используется диапазон табличных скоростей = 1м/с и = 3 м/с.

Например: 1. =3,26 м/с, степень точности 8,  и <350 НВ, передача косозубая: =3 м/с = 1,06; =5 м/с = 1,1;

=1,06 + (3,26 – 3) = 1,0652.

2. =0,63 м/с, степень точности 8,  и < 350 НВ, передача прямозубая: = 1м/с = 1,05; = 3 м/с = 1,15; =1,05 + (0,63 – 1) = 1,0315.

 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине кон-тактных линий ( – в начальный период работы передачи,  – после прира-ботки).  находим по таблице 2.7 (приложение 2) в зависимости от коэффици-ента , схемы передачи и твердости на поверхности зубьев.

 – коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно диаметра шестерни:  = . Т.к. ширина колеса  и делительный диаметр шестерни  еще не известны, то значение  вычисляем ориентировочно:

 = 0,5 (u+1).                                                                                      (2.19)

Схема передачи определяется по рис. 2.2 (приложение 2): при симметричном расположении колес относительно опор – схема 6.

Значение коэффициента  вычисляем по формуле:

 = 1+(  – 1) .                                                                            (2.20)

Здесь  – коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Его значение находим по таблице 2.8 (приложение 2) в зависимости от окружной скорости  для зубчатого колеса, имеющего твердость  = 248,5 НВ ≈ 250НВ.

При несовпадении действительной скорости  с табличными значениями для определения  применяем формулу интерполяции:

,                                                         (2.21)

где  и  – значения коэффициента  для мéньшего и бóльшего табличных значений скорости;

 и  – бóльшее и мéньшее табличные значения скорости, в диапазоне которых находится действительное значение окружной скорости .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, опре-деляем по формуле:

.                                                                                (2.22)

 – начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями шага зацепления и направления зуба определя-ем в зависимости от степени точности по нормам плавности (n_ст = 8 для степени точности 8):

а) для прямозубых передач:  = 1;

б) для косозубых передач при твердости  и :

 = 1 + 0,06 (  – 5).                                                                               (2.23)

Значение коэффициента  в формуле  принимается таким же, как в формуле .

Примечание. Значения коэффициентов ,  и  опре-деляем с точностью инженерного калькулятора.

Далее определяем коэффициент  по формуле (2.17) – точность третий или четвертый знак после запятой.

Затем находим межосевое расстояние по формуле (2.16). Вычисленное зна-чение  округляем до ближайшей бóльшей величины из ряда стандартных зна-чений: 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 260, 280, 300, 320, 340, 360, 380, 400 мм или из ряда нормальных линейных размеров по табли-це 3.1 (приложение 3).

Примечания: 1. Рекомендуется выбрать такое значение , что-бы 2  делилось без остатка на (u +1).

2. Принятое значение  должно превышать рассчитанное не более, чем на 10%.

3. Для выполнения п.1 и 2 допускается принимать  из допол-нительного ряда размеров: 135; 165; 195; 225; 255; 270; 285.

---

Дата добавления: 2018-02-28; просмотров: 415; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!