Студопедия

Главная страница Случайная страница

КАТЕГОРИИ:

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника






Расчет тихоходной ступени.




Определяем межосевое расстояние по формуле, мм:

(3.2.1)

где Кa = 430 – обобщенный коэффициент для расчета межосевого расстояния МПа1/3;

uТС – передаточное число тихоходной ступени;

Т3 – расчетный момент вращения на тихоходном валу, Нм;

yba – коэффициент ширины венца зубчатых колес; yba = 0,4

– коэффициент неравномерности нагрузки (рис. 3.1);

[sНР] – расчетное допускаемое напряжение, МПа, (форм. 2.5)

(3.2.2)

Полученное значение округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 1643–81 (табл. 3.1). мм

Определяем рабочую ширину колеса и шестерни, мм:

(3.2.3)

(3.2.4)

Полученные значения округляем до целых чисел согласно стандартного ряда.

Выбор нормального модуля зацепления, мм:

(3.2.5)

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 βТС принимают таким, чтобы суммарная длина контактных линий в работающей передаче оставалась постоянной. Это возможно, если осевой коэффициент перекрытия целое число (eb = 1, 2, 3).

(3.2.6)

Откуда (3.2.7)

Находим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(3.2.8)

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа .

Уточняем угол βТС:

(3.2.9)

Находим число зубьев шестерни и колеса, мм:

(3.2.10)

(3.2.11)

Уточняем значение передаточного числа:

(3.2.12)

(3.2.13)

Расчет начальных диаметров зубчатыхколес.

Начальный диаметр шестерни, мм:

(3.2.14)

Окружная скорость шестерни, м/с:

(3.2.15)

По окружной скорости принимаем степень точности изготовления передачи – 8 (табл. 3.3).

 

3.2.1. Проверочный расчет зубчатых колес на контактную прочность.

Расчетные контактные напряжения для зубчатых цилиндрических передач (ГОСТ 21354–75) в полюсе зацепления вычисляются по следующей формуле:

(3.2.16)

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;

ωHt – удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

– начальный диаметр шестерни, мм.

Определение коэффициента Ze:

(3.2.17)

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:

(3.2.18)

Определение удельной расчетной окружной силы, Н/мм:

(3.2.19)

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; (3.2.20)

где Т2 – момент вращения тихоходной шестерни, Нм;

– начальный диаметр шестерни, м.

Коэффициент определяется по формуле:

(3.2.21)

(3.2.22)

где δH – 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).

 

3.2.2. Проверочный расчет зубчатых колес на изгибную прочность:

Расчетные напряжения изгиба зубьев определяем:

(3.2.23)

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.

Значения коэффициента формы зуба УF приведены в табл. 3.7.

Для косозубого зацепления принимают эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

(3.2.24)

УF = 3,8 УF = 3,6

Коэффициент Yb,учитывающий угол наклона зубьев:

(3.2.25)

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

(3.2.26)

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм:



(3.2.27)

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

(3.2.28)

где – степень точности передачи.

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (рис. 3.1).

Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

(3.2.29)

(3.2.30)

Найдем и сравним соотношения:

и (3.2.31)

Дальнейший расчет зубьев на изгибную прочность проводим по меньшему из двух найденных значений.

 

3.2.3. Расчет зубчатых колес при работе з перегрузками.

При действии наибольшей кратковременной нагрузки Т1max (возможно даже одноразовой) проверка передачи на перегруз выполняется по формуле:

(3.2.32)

где σH – контактные напряжения, действующие в передаче, МПа;

– кратковременная перегрузка в передаче.

Для зубчатых колес, подвергнутых улучшению, нормализации

(3.2.33)

где σT – предел текучести материала, МПа.

Максимальные напряжения изгиба, МПа:

(3.2.34)

где σF – изгибающие напряжения, действующие в передаче, МПа;

– кратковременно действующая перегрузка передачи;

– граничные допустимые напряжения изгиба, МПа.

Граничные допустимые напряжения изгиба определяем:

(3.2.35)

где σT – предел текучести материала, МПа.

 

Таблица 3.8. Основные размеры для расчета передач с цилиндрическими зубчатыми колесами.

Параметры зацепления Формулы и числовые значения
Межосевое расстояние по делительной окружности, аW (мм)
Делительный диаметр, (мм): шестерни d1, d3 колеса d2, d4
Диаметр вершин зубьев, (мм): шестерни da1, da3 колеса da2, da4
Диаметр впадин зубьев, (мм): шестерни df1, df3 колеса df2,df4
Модуль, m (мм)
Коэффициент смещения Х x1 = x2 = 0
Угол профиля исходного контура α по ГОСТ 13755-68
Основной угол наклона β, (обычно в косозубых передачах) βБС = 13,7291 βТС = 14,6475

 


mylektsii.ru - Мои Лекции - 2015-2018 год. (0.01 сек.)Пожаловаться на материал