Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения , об/мин, и времени работы , час, находится по формуле:

,

где – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

при расчете первой ступени редуктора:

;

при расчете второй ступени редуктора:

.

В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших . Поэтому, поскольку в обоих случаях , принимаем . Следовательно, коэффициент долговечности .

Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем .

Коэффициент , учитывающий влияние окружной скорости, принимаем , поскольку это значение соответствует твердым передачам, работающим на малых окружных скоростях.

МПа; МПа.

Поскольку допускаемые контактные напряжения для цилиндрических передач с прямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса , то МПа.

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по общей зависимости, учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности, шероховатости поверхности выкружки и реверса, используя приведенную ниже формулу:

.

Предел выносливости при отнулевом цикле вычисляют по следующей формуле:

;

МПа; МПа.

Коэффициент запаса прочности .

Коэффициент долговечности:

.

Для длительно работающих быстроходных передач принимают , поэтому .

Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимаем , поскольку это значение соответствует шлифованию и зубофрезерованию с параметром шероховатости мкм.

Коэффициент Y_A , учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). , поскольку приложение нагрузки одностороннее (без реверса).

МПа; МПа.

Поскольку допускаемые напряжения изгиба для цилиндрических передач с прямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых напряжений изгиба шестерни и колеса , то МПа.

2.4 Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений

Режим нагружения редуктора средний нормальный, т.е. работа большую часть времени со средними нагрузками.

В расчетах на контактную выносливость переменность режима нагружений учитывают при определении коэффициента долговечности : вместо назначенного ресурса подставляют эквивалентное число циклов :

,

где – коэффициент эквивалентности ( по табл. 2.4).

при расчете первой ступени редуктора: ;

при расчете второй ступени редуктора: .

Поскольку в обоих случаях , то принимаем .

В расчетах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности вместо подставляют эквивалентное число циклов :

,

где – коэффициент эквивалентности (по табл. 2.4).

при расчете первой ступени редуктора:

;

при расчете второй ступени редуктора:

.

Поскольку , то принимаем .

3. Расчет зубчатой передачи первой ступени

3.1 Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния находим по формуле:

,

где – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев.

мм;

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

Окружную скорость , м/с, вычисляют по формуле:

; м/с.

Степень точности (по ГОСТ 1643-81, табл. 2.5) принимаем .

Окончательное значение межосевого расстояния:

,

где МПа ;

– коэффициент ширины;

– коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность, вычисляется по формуле:

.

Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значение (по табл. 2.6).

Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы и после приработки . Значение коэффициента принимают по табл. 2.7 в зависимости от коэффициента , схемы передачи и твердости зубьев.

; .

Коэффициент определяют по формуле:

,

где – коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

(по табл. 2.8).

.

Коэффициент определяют по формуле:

.

Начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности:

; .

.

Используя полученные значения находим коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

.

мм;

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

3.2 Предварительные основные размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр зубчатого колеса вычисляется по формуле:

; мм.

Ширина зубчатого колеса вычисляется по формуле:

; мм;

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

Ширина шестерни вычисляется по формуле:

; мм.

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

3.3 Модуль передачи

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

; мм.

Минимальное значение модуля ,мм, определяют из условия прочности:

,

где ;

– коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба, вычисляется по формуле:

.

Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значение (по табл. 2.9).

– коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями. Определяется так же, как при расчетах на контактную прочность:

; .

– коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями. Определяют так же, как при расчетах на контактную прочность:

; .

Используя полученные значения находим коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

.

мм.

Из ряда стандартных модулей принимаем мм.

3.4 Суммарное число зубьев колес и угол наклона

Угол наклона .

Суммарное число зубьев:

; .

Число зубьев шестерни:

; .

Число зубьев зубчатого колеса:

; .

Фактическое передаточное число:

; .

Передаточное число и_Б совподает с фактическим передаточным числом и_БФ. Поэтому найденные значения количества зубьев колеса и шестерни принимаем за окончательные.

3.5 Диаметры колес

Делительный диаметр шестерни:

; мм.

Делительный диаметр зубчатого колеса:

; мм.

Диаметр окружностей вершин зубьев колес:

,

где – коэффициент смещения, при принимает значение ;

– коэффициент воспринимаемого смещения:

;

– делительное межосевое расстояние:

.

мм; .

; мм.

; мм.

Диаметр окружностей впадин зубьев колес:

.

; мм.

; мм.

3.6 Размеры заготовок

Диаметр заготовок:

.

; мм.

; мм.

Толщина заготовок:

.

; мм.

; мм.

Для выбранного материала зубчатого колеса (по табл. 2.1), что не удовлетворяет условию , поэтому для зубчатого колеса вместо стали марки 40Х выбираем сталь марки 40ХН, предельные размеры диаметра заготовок которой мм. Твердость зубьев 235...262НВ, что совпадает с параметрами стали марки 40Х.

3.7 Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения:

,

где МПа .

МПа.

Отклонение от ранее найденного :

;

Полученное значение меньше ранее найденного значения на 4%, что является допустимым, поэтому значение МПа принимаем за окончательное.

3.8 Силы в зацеплении

Окружная сила:

; Н.

Радиальная сила:

,

где - для стандартного угла.

Н.

Осевая сила:

; Н.

3.9 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

,

где – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, (по табл. 2.10);

– коэффициент, учитывающий угол наклона зуба, ;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, .

МПа,

что удовлетворяет обязательному условию .

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

,

где, (по табл. 2.10).

МПа,

что также удовлетворяет обязательному условию .

3.10 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента . Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки .

.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение не должно превышать допускаемое напряжение ;

; МПа.

Допускаемое напряжение принимают:

Характеристики

Список файлов курсовой работы