Расчет зубчатой передачи
производится по контактной выносливости и по напряжениям изгиба.
Проверка зубчатой
передачи на выносливость по контактным напряжениям для косозубых передач
выполняется по формуле:
,
где KH =КНβКНVКНa – коэффициент
нагрузки. Значения КНβ зависят от твердости зубьев, а КНV - от твердости и окружной скорости. Коэффициент КНa учитывает условия монтажа косозубой
передачи и в зависимости от окружной скорости зубчатых колёс и степени точности
изготовления.
Межосевое расстояние
определяется по формуле:
Рис. 3.1 Зубчатое зацепление
где коэффициент Ка - для косозубых
передач принимается 43,0; [2, c 32]
u – передаточное число; Т2 – крутящий момент на колесе;
[σН] – допускаемое контактное напряжение на поверхности зубьев колёс.
[σН]= σН lim bКНL / ,
где σН lim b = 2НВ + 70 – для ТО – улучшение или нормализация.
КНL – коэффициент долговечности работы зубчатой пары,
рассчитываемый по формуле:
,
где - базовое число циклов
нагружений, принимаемое для стали - 107;
- фактическое рассчитываемое
число циклов нагружений.
- коэффициент безопасности:
принимается (1,1-1,2) при нормализации или улучшении материала колёс.
- коэффициент ширины колеса к
межосевому расстоянию, на начальном этапе проектирования принимается 0,15-0,4.
[2, c 33]
После расчёта [σН 1] для
шестерни и [σН2] для колеса определяется окончательно:
[σН ]= 0,45 ([σН 1]
+[σН» ] ). [2, c 35]
Проверка зубчатой
передачи на выносливость по напряжениям изгиба выполняется по формуле:
,
где Ft = 2T1 /d1 = 2T2 /
d2 – окружная сила на колесе,
КF = KFβ KFv -
коэффициент нагрузки,
KFβ - коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; KFv –
коэффициент динамичности, который выбирается в зависимости от окружной скорости
и термообработки.
Для косозубых передач
коэффициент формы зуба ΥF следует
принимать по эквивалентному числу зубьев ZV = Z / Cos3β, которое учитывает повышение несущей способности
косозубых передач. Коэффициент Υβ компенсирует погрешности принятой расчётной схемы: Υβ =(1-β0 ) / 140, где β0 – угол наклона делительной линии зуба.
Коэффициент KFa учитывает
неравномерность распределения нагрузки между зубьями и определяется по формуле
KFa = ,
где εа - коэффициент
торцового перекрытия, n - cтепень точности.
Допускаемое напряжение изгиба
рассчитывается по формуле:
[σF] = σ 0Flimb
/ [SF],
где, [SF] - коэффициент безопасности, а σ 0Flimb = 1,8НВ. [2, с 46]
Для изготовления колеса
и шестерни возьмем Сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость зубьев
колеса – 180НВ, а шестерни – 210НВ.
Для определения межосевого расстояния тихоходной
ступени редуктора используем формулу:
,
где dБ
– диаметр червячного колеса быстроходной ступени редуктора;
=- диаметр тихоходно
вала; Т- вращающий
момент на валу, Нм; =20 МПа -
допускаемые напряжения при расчете тихоходного вала на кручение;-зазор между колесом
быстроходной ступени и валом тихоходной передачи.
Вариант 1:
Вариант 2:
Вариант 3:
Таблица 3.1
Исходные данные для
расчета на ЭВМ
№
Наименование параметра
Размерность параметра
Варианты расчёта
1
2
3
Экран 1 (Эксплуатационные
параметры)
1
Требуемый ресурс
Час
3000
2
Частота вращения быстроходного вала
передачи
об/мин
44
36
40,6
3
Номинальный вращающий момент на быстроходном валу передачи