Действительная частота вращения выходного вала

об/мин (2)

Отклонение от значения технического задания

(3)

1.2. Крутящий момент на валу шестерни

Нм. (4)

1.3. Время работы передачи

t = t _г (лет)×365(дней)×24(часа)× К г× К с, час. (5)

 

Пункт2. Выбор материала. Определение допускаемых напряжений для проектного расчета.

2.1. Выбор материала (табл. 1.2). Дальнейшее изложение будет параллельно: для прямозубой передачи - в левой колонке, для косозубой - в правой колонке.

 

Для прямозубой передачи можно принять как для шестерни, так и для колеса термообработку- улучшение с разностью твердости 10...20 единиц для обеспечения прирабатываемости.

Для косозубой передачи можно принять для колеса улучшение до твердости HB <350 ед. Для шестерни можно принять поверхностную закалку до твердости HRC =45ед с целью использования головочного эффекта для получения более высокой нагрузочной способности.

В соответствии с выбранным материалом и поверхностной твердостью главным расчетным критерием является контактная прочность.

2.2. Допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатого колеса.

Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

(6)

где Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (табл.1.3).

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предварительно предположить, в каком интервале лежит окружная скорость передачи (табл.1.3).

S_H - коэффициент запаса прочности (табл.1.3).

Z_N - коэффициент долговечности

(7)

N_HG - базовое число циклов

N_GH = (HB)³ £ 12×10⁷. (8)

Для шестерни косозубой передачи, если она имеет HB >350, пересчитать единицы HRC в единицы HB (табл. 1.4).

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

N_{HE 1} - эквивалентное число циклов шестерни

N_{HE 1} = 60× n ₁× t × e_H. (9)

e_H - коэффициент эквивалентности, который определяется по гис­тограмме нагружения

, (10)

где T_max - наибольший из длительно действующих моментов. В нашем случае это будет момент T, действующий t₁ часть общего времени работы t; тогда q₁=1.

T_i - каждая последующая ступень нагрузки, действующая в тече­нии времени t _i=t_i× t. Первая ступень гистограммы, равная по нагрузке T _пик=q_пик× T, при подсчёте числа циклов не учитывается. Эта нагрузка при малом числе циклов оказывает упрочняющее действие на поверхность. Ее используют при проверке статической прочности.

m - степень кривой усталости, равная 6. Таким образом,

. (11)

Коэффициент эквивалентности показывает, что момент T, действующей в течении e_H×t времени, оказывает такое же усталостное воздействие как и реальная нагрузка, соответствующая гистограмме нагружения в течении времени t.

Эквивалентное число циклов колеса

. (12)

s_Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG (табл.1.5).

Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи

Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного выбирается наименьшее из двух	Для расчета косозубых передач в качестве расчетного для реализации головочного эффекта принимается
,Мпа. (13)	Мпа(14)
	Кроме того, должно соблюдаться соотношение (15)

Пункт3. Выбор расчетных коэффициентов.

 

3.1.Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбира­ется из интервала

K _H = 1,3...1,5. (16)

Если в рассчитываемой передаче зубчатые колёса расположены симметрично относительно опор, K_H выбирается ближе к нижнему пределу. Для косозубых передач K_H берётся меньше из-за большей плавности работы и, следовательно, меньшей динамической нагрузки.

3.2. Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса (табл.1.6). Для редукторных передач рекомендуется:

– для многоступенчатых y_а=0,315…0,4;

– для одноступенчатых y_а=0,4…0,5;

верхний предел выбирается для косозубых передач;

– для шевронных передач y_а=0,630…1,25.

 

Пункт4. Проектный расчет передачи.

4.1. Определение межосевого расстояния.

Для закрытой передачи, если оба или хотя бы одно из колёс име­ет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводится на уста­лостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.

, мм. (17)

Здесь T ₁ - момент на валу шестерни в Нм.

Числовой коэффициент:

Ka = 450;

Ka = 410.

Вычисленное межосевое расстояние принимается ближайшим стандартным по таблице 1.7.

4.2. Выбор нормального модуля. Для зубчатых колёс при HB £350 хо­тя бы для одного колеса рекомендуется выбрать нормальный модуль из следующего соотношения

(18)

в соответствии со стандартом (табл. 1.8). В первом приближении следует стремиться к выбору минимального модуля.

4.3. Числа зубьев

; (19)

. (20)

Числа зубьев следует округлять до целого числа.

Если в прямозубой передаче не удается согласовать стандартные параметры с целым числом зубьев, следует вводить смещение инструмента (угловую модификацию).

В косозубой передаче следует задаться углом наклона зуба из интервала b=8...220. Для раздвоенных пар и шевронных передач b³300. После округления числа зубьев следует уточнить угол наклона зубьев . (21) Угол вычислить в градусах, минутах и секундах для простановки на рабочем чертеже.

4.5. Делительные диаметры

; (22)

. (23)

Вычислять диаметры с точностью до третьего знака после запятой.

Выполнить проверку

. (24)

Для немодифицированной передачи и при высотной модификации должно быть с точностью до третьего знака после запятой.

 

4.6. Диаметры выступов

(25)

4.7. Диаметры впадин

(26)

4.8. Расчетная ширина колеса

. (27)

В передаче с разнесенной парой ширина каждого колеса разнесенной пары

. (28)

В шевронной передаче полная ширина колеса

, (29)

где C - ширина средней канавки для выхода инструмента, выбирается из таблицы 1.16. Диаметр по канавке меньше диаметра впадины на 0,5× m.

В прямозубой передаче b = bW.

Для косозубой передачи следует сделать проверку ширины по достаточности осевого перекрытия . (30) При изменяют параметры передачи или рассчитывают как прямозубую.

4.9. Торцовая степень перекрытия

. (31)

4.10. Окружная скорость

(32)

Если скорость отличается от ориентировочно принятой в п. 2.2 при определении коэффициента K_V, следует вернуться к п. 2.2 и уточнить допускаемые напряжения.

По окружной скорости выбрать степень точности передачи (табл. 1.9). Для передач общего машиностроения при скоростях не более 6 м/с для прямозубых и не более 10 м/с для косозубых выбирается 8 сте­пень точности. Шестерня косозубой передачи может быть обработана по 7 степени точности, и после поверхностной закалки ТВЧ возникающие деформации переведут параметры шестерни в 8 степень точности.

 

Пункт5. Проверочные расчеты.

5.1. Для проверочных расчётов как по контактной, так и по из­гибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

. (33)

. (34)

K_HV и K_FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки. Они выбираются из таблицы 1.10. Если значение скорости попадает в промежутки диапазона, коэффициент подсчитывается интерполяцией.

K_Hb и K_Fb - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий). Их значения вы­бираются из таблицы 1.11 интерполяцией.

K_Ha и K_Fa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями. Выбирается из таблицы 1.12 интерполяцией.

5.2. Проверка по контактным напряжениям

. (35)

Z _E - коэффициент материала. Для стали

Z _E = 190.

Z _e - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий

Прямозубые ; (36)

Косозубые ; (37)

Z_H - коэффициент формы сопряжённых поверхностей. Выбирается из таблицы 1.13 интерполяцией.

F_t - окружное усилие

. (38)

Отклонение

. (39)

Знак (+) показывает недогрузку, знак (-) - перегрузку.

Р Е К О М Е Н Д А Ц И И

Как недогрузка, так и перегрузка допускается не более 5%.

Если Ds _H выйдет за пределы ±20%, тогда для редукторной передачи со стандартными параметрами следует изменить межосевое расстояние a_W и вернуться к пункту 4.2.

Если Ds _H выйдет за пределы ±12%:

- при недогрузке - уменьшить y_a и вернуться к пункту 4.8.

- при перегрузке - увеличить y_a, не превышая рекомендованных значений для данного вида передачи и вернуться к пункту 4.8. Можно изменить в рекомендованных пре­делах твёрдость поверхности зуба и вернуться к пункту 2.

Если Ds _H будет менее 12%, можно допускаемые напряжения скоррек­тировать термообработкой и вернуться к пункту 2.

5.3. Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

5.3.1. Допускаемые напряжения изгиба

. (40)

Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.

Y_R - коэффициент шероховатости переходной кривой (табл. 1.14).

Y_X - масштабный фактор (табл. 1.14).

Y _d - коэффициент чувствительности материала к концентрации нап­ряжения (табл. 1.14).

Y_A - коэффициент реверсивности нагрузки (табл. 1,14).

Y_N - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

. (41)

N_FG - базовое число циклов. Для стальных зубьев

N_FG = 4×10⁶. (42)

m - степень кривой усталости. В предыдущей и последующих формулах расчета усталостной изгибной прочности:

Для улучшенных сталей

m = 6;

для закалённых сталей

m = 9.

N_{FE 1} - эквивалентное число циклов шестерни

N_{FE 1} = 60× n ₁× t × e_F. (43)

e_F - коэффициент эквивалентности

. (44)

В соответствии с гистограммой нагружения, как и при расчёте на контактную прочность,

. (45)

Эквивалентное число циклов колеса

. (46)

S_F иs _Flim - коэффициент запаса прочности и предел выносливости зуба выбираются из таблицы 1.15.

 

5.3.2. Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

. (47)

Y_FS - коэффициент формы зуба

. (48)

X - коэффициент сдвига инструмента.

Z_V - эквивалентное число зубьев

. (49)

Y _e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

Для прямозубых . (51)

Для косозубых . (52)

Y _b - коэффициент угла наклона зуба

. (53)

Если Y _b получился меньше 0,7, следует принять

Y _b = 0,7

Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение

. (54)

Действительный запас усталостной изгибной прочности

. (55)

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба

 

5.4. Проверка на контактную статическую прочность.

. (56)

T_max = T _пик - пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.

[s] _Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.

Для улучшенных зубьев

. (57)

Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.

Предел текучести s_T можно выбрать из таблицы 1.2.

Для поверхностно упрочненных зубьев, в том числе, закалённых ТВЧ

. (58)

Эти допускаемые напряжения предотвращают растрескивание поверхностных слоев зуба.

5.5. Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса

. (59)

- допускаемые статические напряжения изгиба. Для улуч­шенных и поверхностно упрочнённых зубьев

. (60)

Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.

 

 

Таблица 1.1

Ряды	Передаточные числа U
1 ряд	1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10;11
2 ряд	1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11

 

Таблица 1.2

Марка стали	Термообра- ботка	Размер сечения, мм, не более	Твердость поверхности HB или HRC	Предел прочности sb,Мпа	Предел теку- чести sТ, Мпа
	Улучшение		HB 192...228
	Нормализация Улучшение		HB 170...217 HB 192...217
	Нормализация Улучшение		HB 179...228 HB 228...255	...800
40Х	Улучшение Улучшение Улучшение	100...300 300...500	HB 230...280 HB 163...269 HB 163...269
40ХН	Улучшение Улучшение Закалка	100...300	HB 230...300 HB ³241 HRC 48...54
20Х	Цементация		HRC 56...63
12ХН3А	Цементация		HRC 56...63
38ХМЮА	Азотирование	-	HRC 57...67

Примечание. Под размером сечения подразумевается радиус заготовки вал-шестерни или толщина обода колеса.

Таблица 1.3

Коэф- фици- ент	Наименование коэффициента	Значение коэффициента
ZR	Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей	Шлифование Ra =1,25...0,63 мкм. Z R=1. Зубофрезерование, шлифивание Ra =2,5...1,25 мкм. ZR =0,95. Зубофрезерование Ra =10...2,5 мкм. ZR =0,9.
ZV	Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости	При HB £350 V м/с до5 до10 до20 ZV 1,00 1,07 1,15 При HB >350 V м/с до5 до10 до20 ZV 1,00 1,04 1,07
SH	Коэффициент запаса прочности	Нормализация, улучшение, объемная закалка SH =1,2. Поверхностное упрочнение SH =1,3.

 

Таблица 1.4

HRC
HB

 

Таблица 1.5

Термическая или химико-терми- ческая обработка	Твердость поверхностей	Группа материалов	s Hli m, Мпа
Улучшение, нормализация	HB £350	Углеродистые   и легированные   стали	2×(HB)+70
Объемная закалка	HRC =38...50	17×(HRC)+100
Поверхностная закалка	HRC =40...56	17×(HRC)+200
Цементация, нитроцементация и закалка	HRC =56...65	Легированные стали	23×(HRC)
Азотирование	HV =550...750
Без термической обработки	-	Чугун	2×(HB)

Таблица 1.6

Коэффициент ширины редукторных зубчатых передач ya

0,100; 0,125; 0,160; 0,200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630; 0,800; 1,0; 1,25

Таблица 1.7

Ряды	Межосевое расстояние aW, мм
1 ряд	40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500
2 ряд	140, 180, 225, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800,2240

Таблица 1.8

Ряды	Нормальные модули m
1 ряд	1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40
2 ряд	1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18;22; 28; 36; 45
Для редукторов допускается	1,6; 3,15; 6,3; 12,5

Таблица 1.9

Степень точности	Окружная скорость, м/с, не более	Область применения
передачи	прямозубые	косозубые
6 (повышенной точности)			Скоростные передачи, делительные механизмы
7 (нормальной точности)			Передачи, работающие с повышенными скоростями и умрен- ными нагрузками или наоборот
8 (пониженной точности)			Передачи общего машиноcтроения
9 (грубые)			Тихоходные передачи

Таблица 1.10

Сте- пень точ- ности	Твердость поверх- ностей зубьев	Вид пере- дачи	KHV	KFV
Окружная скорость V, м/с
	HB1иHB2 >350	прям	1,02	1,12	1,25	1,37	1,5	1,02	1,12	1,25	1,37	1,5
косоз	1,01	1,05	1,10	1,15	1,20	1,01	1,05	1,10	1,15	1,20
HB1или HB2£350	прям	1,04	1,20	1.40	1,60	1,80	1,08	1,40	1,80	-	-
косоз	1,02	1,08	1,16	1,24	1,32	1,03	1,16	1,32	1,48	1,64
	HB1иHB2 >350	прям	1,03	1,15	1,30	1,45	1,60	1,03	1,15	1,30	1,45	1,60
косоз	1,01	1,06	1,12	1,18	1,24	1,01	1,06	1,12	1,18	1,24
HB1или HB2£350	прям	1,05	1,24	1,48	1,72	1,96	1,10	1,48	1,96	-	-
косоз	1,02	1,10	1,19	1,29	1,38	1,04	1,19	1,38	1,57	1,77
	HB1иHB2 >350	прям	1,03	1,17	1,35	1,52	1,70	1,03	1,17	1,35	1,52	1,70
косоз	1,01	1,07	1,14	1,21	1,28	1,01	1,07	1,14	1,21	1,28
HB1или HB2£350	прям	1,06	1,28	1,56	1,84	-	1,11	1,56	-	-	-
косоз	1,02	1,11	1,22	1,34	1,45	1,04	1,22	1,45	1,67	-

 

Таблица 1.11

Коэффициент KHb при HB 1£350 или HB 2£350
Конструкция передачи	Коэффициент yd= bW / d 1
0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4	1,6	1,8	2,0
Консольная шестерня на шариковых подшипниках	1,09	1,19	1,3	-	-	-	-	-	-	-
Консольная шестерня на роликовых подшипниках	1,07	1,13	1,20	1,27	-	-	-	-	-	-
Быстроходная пара двухступенчатого редуктора разверн- той схемы	1,03	1,06	1,08	1,12	1,16	1,20	1,24	1,29	-	-
Тихоходная пара двухступенчатого соосного редуктора	1,02	1,03	1,06	1,08	1,10	1,13	1,16	1,19	1,24	1,30
Тихоходная пара двухступенчатого редуктора разверну- той и соосной схемы	1,02	1,03	1,04	1,06	1,08	1,10	1,13	1,16	1,19	1,25
Одноступенчатый цилиндрический редуктор	1,01	1,02	1,02	1,03	1,04	1,06	1,08	1,10	1,14	1,18
Тихоходная пара двухступенчатого редуктора с разне- сенной быстроход- ной ступенью	1,01	1,02	1,02	1,02	1,03	1,04	1,05	1,07	1,08	1,12
Коэффициент KFb =(0,8...0,85)× KHb ³1

Таблица 1.12

Передача	Скорость, м/с
	Степень точности	Значения KH a= K Fa
Прямозубая	Любая	KH a= KF a=1
Косозубая		1,03	1,04	1,04	1,05	1,06
	1,07	1,08	!,10	1,11	1,13
	1,13	1,15	-	-	-

 

Таблица 1.13

Коэффициент сдвига инструмента
b0
ZH	2,50	2,44	2,43	2,41	2,37	2,30	2,23	2,14

 

 

Таблица 1.14

Коэф- фици-ент	Наименование коэффициента	Значение коэффициента
YR	Коэффициент шероховатости переходной кривой	Зубофрезерование и шлифование YR =1. Полирование YR =1,05...1,20. Более высокие значения для улучшения и закалки ТВЧ.
YX	Коэффициент размеров (масштабный фактор)	Сталь: объемная термообработка YX =1,03 - 0,006× m; 0,85£ YX £1. Поверхностная закалка, азотирование YX =1,05 - 0,005× m; 0,8£ YX £1. Чугун со сфероидальным графитом YX =1,03 - 0,006× m; 0,85£ YX £1. Серый чугун YX =1,075 - 0,01× m;0,7£ YX £1.
Y d	Коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений	Y d=1,082 - 0,172× lg m.
YA	Коэффициент реверсивности	При нереверсивной работе YA =1. При реверсивной работе с равным режимом нагружения в обе стороны: для нормализованной и улучшенной стали YA =0,65; для закаленной стали YA =0,75; для азотированной стали YA =0,9.

Таблица 1.15

Термическая обработка	Поверхностная твердость	Марки стали	s Flim, Мпа	SF при вероятности неразрушения
				нормальной	повы-шенной
Нормализа- ция, улучше- ние	180...350 HB	40.45,40Х, 40ХН, 35ХМ	1,75×(HB)	1,7	2,2
Объемная закалка	45...55 HRC	40Х,40ХН, 40ХФА	500...550	1.7	2,2
Закалка ТВЧ сквозная	48...52 HRC	40Х,35ХМ, 40ХН	500...600	1,7	2,2
Закалка ТВЧ поверхностная	48...52 HRC	40Х,35ХМ, 40ХН	600...700	1,7	2,2
Азотирование	57...67 HRC	38ХМЮА	590...780	1,7	2,2
Цементация	56...63 HRC	12ХН3А	750...800	1,65...1,7	2...2,2

 

Таблица 1.16

Модуль	Угоп наклона зуба b0	Модуль	Угол наклона зуба b0
m, мм				m, мм
	Ширина канавки C, мм		Ширина канавки C, мм
2,5
3,0
3,5

 

 

Алгоритм №2

расчета открытой зубчатой передачи

 

В техническом задании должна быть информация об энергетических, силовых и кинематических параметрах, например,

- момент на выходном валу T ₂;

- частота вращения выходного вала n ₂;

- частота вращения входного вала n ₁.

Кроме того, может быть задана дополнительная информация о времени работы передачи, режиме нагружения, реверсивности работы. Если такая информация отсутствует, следует считать передачу длительной работы постоянного режима.

 

Пункт 1. Подготовка расчетных параметров.

 

1.1 Определение передаточного числа

. (1)

1.2. Выбор числа зубьев шестерни.

Для силовых передач мини­мальное число зубьев

Z ₁=21. (2)

Тогда число зубьев колеса

Z ₂= Z ₁× U. (3)

Принять Z ₂ ближайшим целым и уточнить передаточное число

. (4)

1.3. Определение момента на входном валу

. (5)

Для предварительного расчета можно принять КПД открытой передачи с пластичной смазкой

h=0,96. (6)

Пункт 2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений.

2. 1. Выбор материала (табл.2.1) для шестерни и колеса с разностью твердости в 10...20 единиц HB для обеспечения прирабатываемости.

2.2. Определение допускаемых напряжений. Главным крите­рием работоспособности открытой передачи является усталостная из­гибная прочность, поэтому следует определить допускаемые усталостные напряжения из­гиба отдельно для шестерни и колеса

. (7)

Y_R - коэффициент шероховатости переходной кривой (табл. 2.2).

Поскольку модуль еще не известен, следует принять: масштабный фактор Yx =1; коэффициент чувствительности материала к концентрации нап­ряжений Y _d=1.

Коэффициент реверсивности Y_A принять по техническому заданию.

Y_N - коэффициент долговечности.

. (8)

N_FG - базовое число циклов. Для стальных зубьев

N_FG = 4×10⁶. (9)

m - степень кривой усталости. Для улучшенных сталей

m = 6. (10)

N_FE - эквивалентное число циклов

N_FE = 60× n×t×e_F. (11)

e_F - коэффициент эквивалентности

, (12)

где T – номинальная нагрузка – максимальная из длительно действующих;

T_i – уровень нагрузки на каждой ступени нагружения;

t – суммарное время работы привода;

t_i – время работы на соответствующей ступени нагружения.

m = 6 – степень кривой усталости.

При постоянном режиме e_F =1.

S_F и s_Flim - коэффициент запаса прочности и предел выносливости зуба выбираются из таблицы 2.3.

Пункт 3. Проведение проектного расчета.

Проектный расчет ведется по основному критерию работоспособности, то есть по усталостной изгибной прочности. Для открытой передачи целесообразно принять прямой зуб.

Опреде­лить модуль зацепления

мм. (13)

T ₁ - момент на шестерне, Нм. K_F - коэффициент нагрузки, его предварительно можно принять равным 1,3. Коэффициент ширины по отношению к мо­дулю y_m выбрать из таблицы 2.4.

Коэффициент формы зуба

Y_FS =3,47 + 13,2/ Z_V - (27,9× X)/ Zv + 0,092× X ². (14)

X - коэффициент сдвига инструмента (коэффициент модификации).

Z_V - эквивалентное число зубьев, равное для прямозубых колес действительному числу зубьев (формула для косозубых колес дана в алгоритме расчета закрытых зубчатых передач).

Расчет следует вести по тому зубчатому колесу, для которого меньше отношение

(15)

Вычисленный модуль принимается по ГОСТ (табл.2.5).

Уточнить значение коэффициента (y_m)_рас

, (16)

где - табличные значения модуля и коэффициента ширины;

- рассчитанный модуль по формуле (13).

Ширина зубчатого колеса

. (17)

Ширину колеса следует округлить по ряду предпочтительных чисел R 40 (табл.2.6) до ближайшего большего значения.

Пункт 4. Вычисление параметров зацепления.

Делительные диаметры

d ₁= m × Z ₁; (18)

d ₂= m × Z ₂. (19)

Межосевое расстояние

. (20)

Межосевое расстояние может быть нестандартным, поскольку эта пере­дача не редукторная (открытая).

Диаметры выступов

d_{a 1}= d ₁ + 2× m; (21)

d_{a 2}= d ₂ + 2× m. (22)

Диаметры впадин

d_{f 1}= d ₁ -2,5× m; (23)

d_{f 2}= d ₂ -2,5× m. (24)

Окружная скорость

м/с. (25)

По скорости (табл.2.7) выбрать степень точности.

Пункт 5. Проведение проверочного расчета по усталостным напряжениям изгиба.

Уточнить коэффициент нагрузки.

K_FV - Коэффициент динамической нагрузки, выбирается по таблице 2.8 интерполяцией.

K_{F b}-коэффициент концентрации нагрузки, выбирается из таблицы 2.9 по отношению y_d= b / d ₁.

K_{F a} - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (табл.2.10).

Коэффициент нагрузки

K_F = K_FV × K_Fb × K_{F a}. (26)

Уточнение допускаемых напряжений. Ранее было принято Y_X =1; Y _d=1. Сейчас есть возможность по модулю вычислить их значения (табл.2.2).

Окружное усилие

Н. (27)

Напряжения изгиба зуба шестерни

Мпа. (28)

Отклонение от допускаемых напряжений (недогрузка или перегрузка)

. (29)

Если недогрузка или перегрузка будет более 10...12%, следует перейти на другой модуль. При меньших значениях, в пределах ±5%, можно скорректиро­вать либо шириной, если позволяет конструкция, или термообработкой материала.

Пункт 6. Проверка на статическую изгибную прочность по пиковым нагруз­кам, которые в соответствии с гистограммой нагружения (см. пример расчета закрытой зубчатой передачи) превосходят номинальную нагрузку.

Максимальные статические напряжения (определяется для шестерни и колеса)

. (30)

Допускаемые статические напряжения

. (31)

s_Т - предел текучести (табл.2.1).

Если условие (30) не выполняется, следовательно, критерием работосп

⇐ Предыдущая12

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: