Проектный расчет конической открытой передач и

Исходные данные, выбор материала и расчет допускаемых напряжений выполняют аналогично закрытым передачам (п.п. 4.1 и 4.2)

Расчетный средний модуль зацепления определяется по усталостному напряжению изгиба зуба по формуле:

                                            (4.5)

где  k_m=14;

Z₁ – число зубьев шестерни, обычно принимают Z₁=15–17;

Z₂=Z₁U – целое число.

ψ_bd – коэффициент ширины зубчатого венца шестерни относительно ее диаметра ψ_bd=b / d ′ _{m 1}=0,3÷0,6;

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (см. рис. 3.2 в, г – схемы 1, 2);

K_HV – коэффициент внешней динамической нагрузки (см. табл. 3.3).

Действительное передаточное число – U=Z₂/Z₁.

Угол делительного конуса шестерни и колеса, град

δ₁ = arctg(Z₁/Z₂);      δ₂ = arctg(Z₂/Z₁).

Эквивалентное число зубьев Z_(2)eq=Z₁₍₂₎/cos δ₁₍₂₎.

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба, (x₁₍₂₎=0, см. рис.3.3).

Расчет производят для элемента пары «шестерня-колесо», у которого меньшая величина отношения [σ_F1(2)]/ Y_F1(2).

Ширина венца зубчатых колес, мм   b =ψ_bd m ′_mz₁.

Величина b округляется до целых чисел, мм.

Внешнее конусное расстояние, мм

R ′ _e =0,5(m ′ _m Z₁/sin δ′₁+ b)              (b/R ′ _e≤0,3).

Наружный модуль, мм             m ′ _te = m ′ _m R ′ _e /(R ′ _e -0,5b).

m ′ _te округляют до ближайшего стандартного значения m_te=m_n, мм (см. табл. 3.5).

Действительное внешнее конусное расстояние, мм

R_e=0,5m_te

Средний модуль зацепления, мм

m_m=m_te(R_e-0,5b)/R_e.

Средний делительный диаметр

шестерни        d_m1= m_mZ₁;

колеса            d_m2= m_mZ₂.

4.9. Проверочный расчет по усталостному
напряжению изгиба зуба

Расчетные напряжения изгиба (МПа) должны удовлетворять зависимости σ _F1(2)= Y_F1(2)W_FV /(0,85m_m)≤[σ _F1(2)].

Окружная скорость колес, м/с  V=π d_m1n₁/(60·10³).

Степень точности (см. табл. 3.6).

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W_FV=δ_F g ₀ V

где δ_F – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (см. табл. 4.2);

g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (см. табл. 4.3);

=0,5(d_m1+d_m2), мм – условное межосевое расстояние, определяющее моменты инерции колес.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

W_Ftp=F_t K_Fβ/b,

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, K_FV=1+(W_FV/W_Ftp).

Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм

W_Ft= F_t K_Fβ K_FV K _А/b.

Если перегрузка превышает 5%, то необходимо увеличить ширину колеса b и пересчитать параметры передачи заново.

4.10. Проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках
 (при случайном увеличении крутящего момента сверх
 номинального)

Максимальные напряжения изгиба, МПа

σ_Fmax1(2)=σ_F1(2)(T_max/T_nom)≤[σ_F]_max1(2).

Контактная прочность зубьев при перегрузках

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W_HV=δ_H g₀ V

где δ_H – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (см. табл. 4.2);

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

W_Htp=F_t K_Hβ/b.

Здесь K_Hβ (см. рис. 3.2 а, б – схемы редукторов 1, 2).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, K_HV=1+(W_HV/W_Htp).

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

W_HV= F_t K_Hβ K_Hv K _А/b.

Расчетные контактные напряжения, МПа

                                                  (4.6)

где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, Z_H =1,77;

где Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, Z_E =275 МПа^1/2.

Максимальные контактные напряжения (МПа) должны удовлетворять условию σ_Hmax =σ_H ≤[σ_H]_max1(2).

Силы в зацеплении

Определяются силы в зацеплении аналогично п. 4.7

⇐ Предыдущая45678910111213Следующая ⇒

Поделиться: