Расчёт цилиндрических передач

3.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс

Для цилиндрических колёс назначаем следующие значения твёрдости поверхности зубьев шестерни и колеса 53 HRC. Термохимическая обработка – закалка ТВЧ. Требования к габаритам – нежёсткие. Материал зубьев шестерни – сталь 45 ГОСТ 1050-88, колеса – сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Механические свойства материалов: =650МПа, =1100 МПа.

3.2 Приближенное определение предельных и допускаемых напряжений для материалов колёс зубчатых передач

Допускаемые напряжения при проектировочном расчёте на выносливость зубьев при изгибе определяются по формуле:

,

где – предельные напряжения зубьев передач на выносливость, МПа.

;

.

Допускаемые напряжения при проектировочном расчёте на контактную выносливость определяется по формуле:

,

где – коэффициент запаса прочности, для зубчатых колёс подвергнутых закалке ТВЧ.

;

.

3.3 Приближенный проектировочный расчёт главного и основных параметров передач из условия обеспечения изгибной прочности зубьев

Проведем этот расчет, рекомендованный ГОСТ, так как выбранные материалы имеют твердость более 350 НВ.

Расчет передачи №2

а) Выбираем числа зубьев шестерни .

Числа зубьев колеса определим по формуле:

,

где – число зубьев колеса;

– число зубьев шестерни;

– передаточное отношение передачи.

.

В связи с округлением числа зубьев колеса до целого числа, передаточное число зубчатой передачи изменяется и окончательно будет равным:

; .

б) Минимальное значение модуля зацепления, при котором обеспечивается изгибная прочность зубьев колеса передачи, определяется по формуле:

,

где – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбираем по табл. 1.5 [1]в зависимости от числа эквивалентных зубьев , определяемым по зависимости:

; ;

;

Тогда , .

.

,

где – торцевой коэффициент перекрытия, определяемый по формуле:

;

.

В формулу для вычисления модуля подставляем значения , , , того элемента (шестерни или колеса), у которого отношение меньше.

< .

Отношение ширины венца к диаметру делительной окружности шестерни:

.

Подставляя полученные значения в формулу, получим расчетное значение модуля:

Принимаем стандартный модуль .

Определяем межосевое расстояние по формуле:

,

.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного, выбранного из ряда ГОСТ 6636-69 .

в) По полученным межосевым расстояниям уточняют фактический угол наклона зубьев:

,

;

г) Определим основные размеры колёс передач:

- диаметр делительной окружности:

шестерни: ;

колеса: ;

- диаметр окружности впадин

шестерни: ;

колеса: .

- диаметр окружности выступов

шестерни: ;

колеса: ;

- межцентровое расстояние ;

- ширина зубчатого венца , принимаем .

Расчет передачи №3.

а) Передаточное отношение третьей передачи указано в задании:

Принимаем числа зубьев шестерни и колеса .

б) Минимальное значение модуля зацепления, при котором обеспечивается изгибная прочность зубьев колеса передачи, определяется по формуле:

,

где – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбираем по табл. 1.5 [1]в зависимости от числа эквивалентных зубьев , определяемым по зависимости:

;

;

Тогда .

, .

.

Подставляя полученные значения в формулу, получим расчетное значение модуля:

.

Принимаем стандартный модуль .

Определяем межосевое расстояние по формуле:

,

.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного, выбранного из ряда ГОСТ 6636-69 .

в) Определим основные размеры колёс передач:

- диаметр делительной окружности

;

- диаметр окружности впадин ;

- диаметр окружности выступов ;

- межцентровое расстояние ;

ширина зубчатого венца , принимаем стандартное значение .

Принимаем .

3.4 Проверочный расчёт зубчатых передач

Назначим степень точности изготовления зубчатых передач в зависимости от окружной скорости:

,

.

Принимаем пониженную «9» степень точности и «5» класс шероховатости.

3.4.1 Уточнение расчетной нагрузки

Дополнительные нагрузки учитываются коэффициентом нагрузки при расчете на усталость изгибу и - при расчете на контактную усталость.

Расчетная нагрузка:

3.4.2 Проверочный расчет фактических изгибных напряжений

Проверка прочности заключается в определении фактических контактных и изгибных напряжений и в сравнении их с допускаемыми.

Фактические напряжения изгиба в опасных сечениях основания зубьев шестерен определяют по формуле:

Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса определяют по формуле:

Величина окружного усилия рассчитывается так:

Передача 2:

.

.

Передача 3:

.

.

3.4.3 Проверочный расчет фактических контактных напряжений

Фактические контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев, определяют по формуле:

,

где – коэффициент, зависящий от числа зубьев шестерни и передаточного числа, для косозубых передач , для прямозубых ;

– коэффициент нагрузки, ;

– для косозубых передач, – для прямозубых передач [1,стр.22].

.

3.4.4 Определение предельных и допускаемых напряжений материала колес

Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на изгибную выносливость определяют по формуле

,

где – коэффициент запаса прочности (при ХТО – закалка ТВЧ);

– коэффициент долговечности, учитывающий изменение ;

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зубьев, ;

– коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений,

– коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса,

Передача 2

;

;

.

Базовое число циклов .

Т.к. , то ,

,

Подставив полученные значения в формулу получим:

;

.

Передача 3

;

;

.

Базовое число циклов .

Т.к. , то .

Подставив полученные значения в формулу получим:

;

3.4.5 Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на контактную выносливость

Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на контактную выносливость определяют по формуле

,

где – коэффициент долговечности, учитывающий изменение .

Передача 2

Базовое число циклов .

Т.к. , то

,

где – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости;

– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

Подставив полученные значения в формулу (3.3) получим

.

Передача 3

Базовое число циклов .

т.к. , то .

,

где – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости;

– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

Подставив полученные значения в формулу получим

;

Фактические напряжения меньше допускаемых:

< ;

< ;

< ;

< ;

< ;

< .

Поиск по сайту: