Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для шестерен [σ _F ]_1Б и [σ _F ]_1Т и колес [σ _F ]_2Б; [σ _F ]_2Т при проектировочном расчете определяют по формуле

 

. (3.4)

 

Наименование параметров уравнения (3.4) и рекомендации по определению их значений:

а) предел выносливости σ _{F limb} зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу перемен напряжений, приведен в работах /1;2;3/;

б) S_F - коэффициент запаса прочности. Для цементированных и нитроцементированных зубчатых колес - S_F =1,55; для остальных

S_F =1,75;

 

, (3.5)

 

где N_Flim =4∙10⁶ - базовое число напряжений; N_FE - эквивалентное число циклов напряжений.

При ступенчатой циклограмме нагружения (см. рис.1.2.)

 

, (3.6)

 

где q_F = 6 - для улучшенных зубчатых колес и q_F = 9- для закаленных и поверхностно упрочненных зубьев.

При условии N_FE > N_Flim принимают Y_N =1. Для предупреждения статического разрушения зубьев значения коэффициента долговечности ограничиваются: при q_F =6 Y_Nmax =4; при q_F =9 Y_Nmax =2,5.

 

Проектировочный расчет тихоходной передачи

С целью получения оптимальных размеров передачи целесообразно, прежде всего, определить межосевое расстояние a_wT и модуль m_T.

 

Определение межосевого расстояния.

 

Значение межосевого расстояния в (мм):

 

, (3.7)

 

где K_a =495 - для прямозубых колес; для косозубых и шевронных передач K_a =430; T_2T - момент на валу колеса, Hм; [σ_H]_T - допускаемое контактное напряжение для менее прочного из пары колес, МПа; - коэффициент ширины зубчатых колес следует выбирать с учетом рекомендации в работах /1;2;3/ из ряда: 0,2; 0,25; 0,315; 0,4.

Коэффициент K_Hβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес, принимают по рисункам и таблицам работ /1;2/ в зависимости от коэффициента

 

. (3.8)

Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего числа, кратного пяти, или по ряду размеров Ra40 по ГОСТ 6636-69.

 

3.4.2. Назначение модуля передачи.

Максимально допустимый модуль m_max, мм определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

 

. (3.9)

 

Минимальное значение модуля m_min, мм определяют из условия прочности:

 

, (3.10)

 

где K_m =5,6∙10³ для прямозубых передач; для косозубых K_m =4,4; - рабочая ширина зубчатого венца; вместо [σ_F]_T подставляют меньшее из значений [σ_F]_1T и [σ_F]_2T.

Из полученного диапазона (m_min… m_max) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным (ряд 1 следует предпочитать ряду 2):

ряд 1, мм …1,5;2;2,5;3;4;5;6;8;

ряд 2, мм …1,75;2,25;2,75;3,5;4,5;5,5;7;9.

Значение т <1,5 мм при твердости 40HRC для силовых передач использовать не желательно.

Определение числа зубьев шестерни и колеса.

 

Суммарное число зубьев для прямозубых передач:

 

(3.11)

 

Полученное значение Z_ΣT должно быть целым, что позволяет точно выдержать межосевое расстояние без нарезания зубчатых колёс со смещением. Суммарное число зубьев можно скорректировать до целого числа, изменяя модуль в пределах m_min… m_max из его стандартного ряда.

Однако следует отметить, что варьирование значениями модуля ограничено и не всегда приводит к желаемым результатам. Тогда в условиях учебных проектов допускается изменять в большую сторону значения межосевого расстояния, а в условиях производства нарезают зубья со смещением.

Для косозубых и шевронных передач:

 

, (3.12)

 

где - угол наклона линии зуба. Предварительно принимают для косозубых передач , для шевронных .

Полученное значение Z_ΣT округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют действительное значение угла по формуле: (точность расчета – 4 знака после запятой), откуда . Значение угла должно быть в рекомендуемом диапазоне: для косозубых передач - , для шевронных .

 

Число зубьев шестерни

 

. (3.13)

 

 

Значение Z_1T округляют в ближайшую сторону до целого числа. Число зубьев колеса Z_2T = Z_ΣT – Z_1T.

 

 

⇐ Предыдущая123456Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: