Главная страница Случайная страница Разделы сайта АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Расчет быстроходной ступени.
Определяем межосевое расстояние по формуле, мм: (3.1.1) где Кa = 430 – обобщенный коэффициент для расчета межосевого расстояния МПа1/3; uБС – передаточное число быстроходной ступени; Т2 – расчетный момент вращения на промежуточном валу, Нм; yba – коэффициент ширины венца зубчатых колес; yba = 0, 4. КHβ БС – коэффициент неравномерности нагрузки (рис. 3.1); [sНР] – расчетное допускаемое напряжение, МПа, (форм. 2.5) (3.1.2) Полученное значение округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 1643–81 (табл. 3.1). мм Определяем рабочую ширину колеса и шестерни, мм: (3.1.3) (3.1.4) Полученные значения округляем до целых чисел согласно стандартного ряда. Выбор нормального модуля зацепления, мм: (3.1.5) Принимаем стандартное значение модуля по табл. 3.2. мм
Расчет угла наклона зубьев. Угол наклона зубьев принимают для косозубых колес от 8 до 20°. Угол β БС принимают таким, чтобы суммарная длина контактных линий в работающей передаче оставалась постоянной. Это возможно, если осевой коэффициент перекрытия целое число (eb = 1, 2, 3). (3.1.6) Откуда (3.1.7) Находим суммарное число зубьев шестерни и колеса: (3.1.8) Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа . Уточняем угол β БС: (3.1.9) Находим число зубьев шестерни и колеса, мм: (3.1.10) (3.1.11) Уточняем значение передаточного числа: (3.1.12) (3.1.13) Расчет начальных диаметров зубчатыхколес. Начальный диаметр шестерни, мм: (3.1.14) Окружная скорость шестерни, м/с: (3.1.15) По окружной скорости принимаем степень точности изготовления передачи – 8 (табл. 3.3).
3.1.1. Проверочный расчет зубчатых колес на контактную прочность. Расчетные контактные напряжения для зубчатых цилиндрических передач (ГОСТ 21354–75) в полюсе зацепления вычисляются по следующей формуле: (3.1.16) где ZM = 275 – коэффициент, который учитывает механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес (сталь–сталь); ZН – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; Ze – коэффициент, который учитывает суммарную длину контактных линий; ω Ht – удельная расчетная окружная сила, Н/мм; – начальный диаметр быстроходной шестерни, мм. Определение коэффициента Ze: (3.1.17) где Кe – коэффициент, который определяет минимальное значение суммарной длины контактных линий в зацеплении; для косозубых передач Кe = (0, 9...1, 0). ea – коэффициент торцевого перекрытия. Для передач без смещения: (3.1.18) Определение удельной расчетной окружной силы, Н/мм: (3.1.19) где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев (табл. 3.4); – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев (рис.3.1); – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, при расчете зубьев на контактную прочность. Окружная сила, Н: (3.1.20) где Т1 – момент вращения быстроходной шестерни, Нм; – начальный диаметр быстроходной шестерни, м. Коэффициент определяется по формуле: (3.1.21) (3.1.22) где δ H – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи на модификацию профиля головок зубьев (табл. 3.5); go – коэффициент, учитывающий влияние разницы шагов зацепления шестерни и колеса (табл. 3.6).
3.1.2. Проверочный расчет зубчатых колес на изгибную прочность: Расчетные напряжения изгиба зубьев, МПа: (3.1.23) где [sF] – допустимое напряжение при расчете на изгибную прочность, МПа; УF – коэффициент, учитывающий форму зуба; Уe – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; Уβ – коэффициент, учитывающий наклон зубьев; wFt – удельная расчетная окружная сила Н/мм; – нормальный модуль зацепления, мм. Для косозубого зацепления принимают эквивалентное число зубьев шестерни и колеса: (3.1.24) YF1 = 3, 9 YF2 = 3, 6 Коэффициент Yb, учитывающий угол наклона зубьев: (3.1.25) Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: (3.1.26) Удельная расчетная окружная сила, Н/мм: (3.1.27) Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: (3.1.28) где – степень точности передачи. Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (рис. 3.1). Коэффициент KFv, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении: (3.1.29) (3.1.30) Найдем и сравним соотношения: и (3.1.31) Дальнейший расчет зубьев на изгибную прочность проводим по меньшему из двух найденных значений.
3.1.3. Расчет зубчатых колес при работе з перегрузками. При действии наибольшей кратковременной нагрузки Т1max (возможно даже одноразовой) проверка передачи на перегруз выполняется по формуле: (3.1.32) где σ H – контактные напряжения, действующие в передаче, МПа; – кратковременная перегрузка в передаче. Для зубчатых колес, подвергнутых улучшению, нормализации: (3.1.33) где σ T – предел текучести материала, МПа. Максимальные напряжения изгиба, МПа: (3.1.34) где σ F – изгибающие напряжения, действующие в передаче, МПа; – кратковременно действующая перегрузка передачи; – граничные допустимые напряжения изгиба, МПа. Граничные допустимые напряжения изгиба, МПа: (3.1.35) где σ T – предел текучести материала, МПа.
|