Проектировочный расчет на изгибную выносливость
Как уже указывалось ранее, проектировочный расчет носит приближенный характер, поэтому после определения геометрических размеров необходимо проводить проверочный расчет в полном объеме. Формула расчета внешнего модуля в проектировочном расчете на изгиб имеет вид
, (3.12)
где T 1 F – вращающий момент на шестерне, Нм; – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, выбираемый по кривым (рис. 3.1) в зависимости от , схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев; – коэффициент, учитывающий форму зуба; Kbe – коэффициент, задаваемый или выбираемый с использованием расчетных зависимостей (3.2)–(3.3); – допускаемое изгибное напряжение.
Для зубчатых передач, изготовленных без смещения, рекомендуется принимать , так как в этом случае отсутствует подрезание ножки зубьев. В быстроходных передачах в целях уменьшения шума рекомендуется принимать . Число зубьев колеса .
Коэффициент , учитывающий форму зуба, выбираемый по кривым (см рис. 3.5) в зависимости от числа зубьев эквивалентного числа зубьев , . Углы наклона делительных конусов шестерни и колеса определяются из зависимости:
. (3.13)
Рис. 3.5. График определения коэффициент |
Допускаемое изгибное напряжение , вычисляемое по формуле, МПа:
|
|
, (3.14)
где – базовый предел выносливости зубьев, определяемый в зависимости от способа термической или химико-термической обработкипо приложению 3; – коэффициент долговечности
Коэффициент долговечности определяют по формуле:
но не менее 1, (3.15)
где qF – показатель степени;
NFlim – базовое число циклов перемены напряжений;
NК – суммарное число циклов перемены напряжений (при использовании метода эквивалентных циклов вместо NК подставляют N FE).
Для зубчатых колес с однородной структурой материала, включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой, и зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твердости и термообработки их зубьев qF = 6.
Для зубчатых колес азотированных, а также цементированных и нитроцементированных с нешлифованной переходной поверхностью qF = 9.
Максимальные значения YN :
YN max = 4 при qF = 6,
YN max = 2,5 при qF = 9.
Базовое число циклов нагружения принимают циклов. Под базовым числом циклов нагружения понимают число циклов, соответствующее на диаграмме усталости переход наклонного участка кривой усталости в горизонтальный участок или участок с очень малым наклоном к оси циклов;
|
|
Суммарное число циклов перемены напряжений NК определяется аналогично как в п. 3.1.
При нагрузках, изменяющихся во времени вместо NК используется эквивалентное число циклов перемены напряжений N FE.
При ступенчатой циклограмме нагружения N FE (рис. 3.2) определяется по формуле:
, (3.16)
где . В том случае, когда , следует принимать = 0. При определении N FE можно исключать нагрузки, которым соответствуют напряжения , меньшие, чем .
При плавном характере циклограммы нагружения N FE определяется по формуле:
, (3.17)
При такой циклограмме нагружения допускается приведение ее к одному из типовых режимов нагружения. При этом эквивалентное число циклов определяется по формуле:
, (3.18)
где значения при mF = 6 и m F= 9 ( и ) приведены в табл. 3.2.
Таблица 3.2.
Значения и .
Режим нагружения | ||
Тяжелый Средний равновероятный Средний нормальный Легкий | 0.270 0.143 0.072 0.020 | 0.175 0.100 0.042 0.019 |
Для реверсивных передач полученное по формуле (3.11) значение следует уменьшить на 25%.
|
|
Проектирование передачи
Для зубчатых передач, изготовленных без смещения, рекомендуется принимать , так как в этом случае отсутствует подрезание ножки зубьев. В быстроходных передачах в целях уменьшения шума рекомендуется принимать . Число зубьев колеса .
Внешний окружной модуль определяется по формуле:
(3.19)
По ГОСТ 9563-80 принимают стандартный нормальный модуль:
РЯД 1 – 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25
РЯД 2 – 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22; 28
Значения первого ряда следует предпочитать значениям второго.
После расчета внешнего окружного модуля необходимо уточнить значение внешнего делительного диаметра шестерни, мм:
. (3.20)
Тогда внешний делительный диаметр колеса, мм:
. (3.21)
Внешнее конусное расстояние рассчитывается по формуле, мм:
. (3.22)
Углы наклона делительных конусов шестерни и колеса определяются из зависимости:
. (3.23)
|
|
Тогда , . Значение углов наклона делительных конусов необходимо вычислять с точностью до секунд.
Ширина зубчатого венца рассчитывается по формуле, мм:
. (3.24)
Среднее конусное расстояние рассчитывается по формуле, мм:
(3.25)
Средний окружной модуль, мм:
. (3.26)
Средние делительные диаметры, мм:
, . (3.27)
Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле, м/с:
. (3.28)
По окружной скорости колес с учетом рекомендации таблицы 3.3 назначают степень точности зубчатых колес.
Таблица 3.3
Нормы точности зубчатых колес
Дата добавления: 2019-09-13; просмотров: 174; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!