Выбор допустимых напряжений для шестерни.

Учитывая предыдущие расчеты:

, , , .

Принимаем  и .

Тогда:          

Выбор допустимых напряжений для колеса.

Учитывая предыдущие расчеты:

, , .

Принимаем  и .

Тогда:

В качестве допускаемого напряжения изгиба зубьев передачи, при изгибе максимальной нагрузкой принимаем:  

   

   

Выбор параметра

Параметр  определяет рабочую ширину венца зубчатой передачи  при известном начальном диаметре шестерни  или наоборот. На этапе проектировочного расчета эти параметры неизвестны, поэтому по имеющимся рекомендациям принимаем значение  в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала, с жесткостью вала и твердостью поверхностей зубьев.

Так как твердость поверхности колеса меньше, а также в связи с несимметричном расположении зубчатых колес передачи относительно опор принимаем .

Проектировочный расчет

Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:

где,  — передаточное число передачи неразрушения;

 — вспомогательный коэффициент; так как передача прямозубая, то ;

 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение  принимаем в зависимости от параметра  по графикам, используя рекомендация Добровольского В.П. В данном случае принимаем ;

 — исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм, для которого число циклов перемен напряжений не менее . В данном случае:

Определяем ширину зубчатого венца:

 

Данные расчетные значения предварительны. Они округляются до ближайших значений по ГОСТ 6636–69.

Получаем:  и .

Ориентировочное значение модуля вычисляем по формуле:

 

где:  — диаметр шестерни, мм;

 — ширина зубчатого венца колеса, мм;

 — допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Мпа;

 — вспомогательный коэффициент; так как передача прямозубая, то ;

 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение  принимаем в зависимости от параметра  по графикам, используя рекомендация Добровольского В.П. В данном случае принимаем ;

 — исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм, для которого число циклов перемен напряжений более . В данном случае .

Полученная расчетная величина модуля предварительна. Окончательное значение выбираем из ряда стандартных значений по ГОСТ 9563–60

(выбор такого модуля обусловлен поверхностной закалкой ТВЧ шестерни, так как глубина закалки > 1 мм).

Определяем число зубьев шестерни по формуле:  

=25

где:  — диаметр шестерни, мм;

 — угол наклона зубьев, град.;

 — модуль, мм.

Определяем число зубьев колеса по формуле:

где:  — число зубьев шестерни;

 — передаточное число передачи.

Определяем делительное межосевое расстояние по формуле:

где:  — число зубьев шестерни;

 — число зубьев колеса;

 — угол наклона зубьев, град.;

 — модуль, мм.

Определяем угол профиля в торцевом сечении:  

 

Определяем начальный (делительный) диаметр шестерни по формуле:

 

где:  — начальное межосевое расстояние, мм;

 — передаточное число передачи.

Определяем начальный (делительный)  диаметр колеса по формуле:

 

где:  — начальное межосевое расстояние, мм;

 — передаточное число передачи.

 

Определяем диаметр вершин зубьев шестерни по формуле:

где:  — модуль, мм;

 — делительный диаметр шестерни, мм.

 

Определяем диаметр вершин зубьев колеса по формуле:

 

где:  — модуль, мм;

 — делительный диаметр колеса, мм.

Определяем диаметр впадин шестерни по формуле:

 

где:  — модуль, мм;

 — делительный диаметр шестерни, мм.

Определяем диаметр впадин колеса по формуле:

 

где:  — модуль, мм;

 — делительный диаметр колеса, мм.

Определяем основной диаметр шестерни по формуле:

 

где: d₁  – делительный диаметр

-делительный угол профиля в торцовом сечении;

Определяем основной диаметр колеса по формуле:

 

где: d₂ - делительный диаметр

-делительный угол профиля в торцовом сечении.

Коэффициент торцевого перекрытия:

 

 

Угол зацепления при выполнении передачи со смещением:

Коэффициент осевого перекрытия:

 

где  b_w – ширина зубчатого венца шестерни

m – модуль

Суммарный коэффициент перекрытия:

 

Эквивалентное число зубьев:

 

Шестерни                     

                         

Колеса                         

                          

Окружная скорость:

 

Проверочный расчет

Проверочный расчет на контактную выносливость:

где  Ze =190 для стальных передач при Е=2, 1*10⁵;

Zн - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

 

Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

 

F_tH - окружная сила на делительном цилиндре, Н

 

W_нv - удельная окружная динамическая сила. Н/мм:

 

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса принимается равным 4, 7

 

Кнv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:

K_hb⁰ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период передачи:

где   К_к = 0, 14 при расположении шестерни на валу передачи со стороны подвода вращающего момента

К_hw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

Здесь H_HV - твердость менее твердого зубчатого колеса передачи

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

Khb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

Для прямозубых передач:

МПа, поэтому ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

⇐ Предыдущая12345678910Следующая ⇒

Поделиться: