ци

1. Ввод исходных данных для расчета

а) вращающий момент на валу колеса

б) скорость врашения колеса

в) передаточное число

г) число лет работы,

коэффициент годовой нагрузки -

коэффициент суточной нагрузки -

д) циклограмма нагружения

об/мин.

часов

Введите параметры циклограммы:

2. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений.

Материалы для зубчатых колес, виды их термообработки и механические характеристики. Таблица 1.

HB

Введите выбранные материалы шестерни :

колеса:

HB

Введите предел текучести:

МПа

МПа

Введите временный

предел прочности:

МПа

МПа

МПа

МПа

б)коэффициент безопасности:

в) предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба

МПа

МПа

г) коэффициент безопасности

д) коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба

Из таблицы 2 выбирается коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей колес.

Коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев

Таблица 2.

Для шестерни и колеса по таблице 2 выберите и введите значения Z_R

:

По таблице 3 выберите значения базовых чисел циклов напряжений для шестерни и колеса

Базовое число циклов напряжений.

Таблица 3.

Эквивалентное число циклов напряжений вычисляется по формуле

(2.1)

Используя полученные данные, вычисляем коэффициенты долговечности :

;

При этом должно выполняться условие :

Если , то принимаем =1

Если , то принимаем =2.4

(2.2)

Мпа

Мпа

В качестве расчетного применяется меньшее из [_H]₁ и [_H]₂

Мпа

Кроме расчета допускаемых контактных напряжений проводят расчет допускаемых напряжений на усталость по напряжениям изгиба

Необходимо выбрать значение коэффициента K_FC, учитывающего влияние двухсторноннего приложения нагрузки. При односторонней нагрузке K_FC =1,

при реверсивной нагрузке K_FC =0,7... 0,8.

Выберите необходимое значение коэффициента :

Базовое число циклов напряжений для всех сталей одинаково

Максимальный длительно действующий момент:

Эквивалентное число циклов :

(2.4)

(2.5)

Коэффициент долговечности определяется в зависимости от твердости материала

при НВ<350 и

при НВ>350

Если , то принимаем =1

Если , то принимаем =2

В итоге, используя введенные параметры, находим допускаемые напряжения при расчете на усталость по напряжениям изгиба :

МПа

МПа

(2.7)

3. Проектный расчёт на контаутную выносливость

Межосевое расстояние определяют по формуле:

= *(u+1)* , мм.,

где - вспомогательный коэффициент, для стальных прямозубых колёс =490;

u- передаточное число;

- врашающий момент на колесе, Н*м.;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (таб.4);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (Таблица5).

(3.1)

Рекомендуемое значение коэффициента для редукторов общего назначения

Ваши данные по твердости рабочих поверхностей зубьев:

Задайтесь значением коэффициента

для рассчитываемого редуктора

Значения коэффициентов (числитель) и (знаменатель)

Ваши данные

(3.2)

мм.

мм.

мм.

Округлите полученную величину в большую сторону до приемлемой величины:

мм.

Стандартные значения модулей зубчатых колёс

Таблица 6

4. Геометрический расчёт передачи

Ширина шестерни

мм.

округлить до стандартного в соответствии с Таблицей 6

Модуль нормальный

=(0.01...0.02)*

мм.

мм.

Суммарное число

зубьев

Числа зубьев шестерни

и колеса после округления

Число зубьев

шестерни

Число зубьев

колеса

Фактическое

передаточное

число

Отклонение

передаточного

числа

%

Делительное

межосевое

расстояние

мм.

Угол исходного

производящего

контура инструмента

Угол зацепления

Коэффициенты:

суммы смещений

воспринимаемого

смещения

уравнительного

смещения

Делительные

диаметры

мм.

мм.

Диаметры

вершин

зубьев

мм.

мм.

Диаметры

впадин

зубьев

мм.

мм.

Кинематические параметры передачи:

Передаточное число

Окружная скорость в зацеплении

(4.1)

м/с

В зависимости от окружной скорости v по табл.7 назначают степень точности передачи

Ваши данные

м/с

Степень точности передачи-8

Сила в зацеплении:

Окружная

(4.2)

Н

Радиальная

(4.3)

Н

Осевая

Н

(4.4)

5.Проверочный расчёт на контактную выносливость

Для полюса зацепления расчётное контактное напряжение определяется по

формуле

= * *

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями (для прямозубых передач =1);

(5.1)

- коэффициент динамической нагрузки, возникающий в зацеплении

(Таблица 8);

Ваши данные

м/с

Мпа

- условие прочности

Мпа

6.Проверочный расчёт на выносливость по напряжениям

изгиба

Расчётное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба шестерни определяется по формуле:

= , (6.1)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

для прямозубых передач =1;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по ширине зубчатого венца (Таблица 5);

-коэффициент динамической нагрузки (Таблица 9);

- коэффициент формы зуба шестерни (Таблица 10);

- коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности косого зуба по сравнению с прямым ( =1).

Значения коэффициента

Ваши данные

м/с

Значения коэффициентов формы зуба и

Ваши данные

Для прямозубых передач

МПа

МПа

Условие прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба:

(6.2)

Мпа

Мпа