2.1.3. Выбор расчетных коэффициентов.
Коэффициент нагрузки КН берется из интервала: КН-(1,3…1,5).
Для косозубой передачи, КН вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу КН=1,3.
2.1.4. Проектный расчет передачи.
Межосевое расстояние аw определяется из выражения:
,
[мм]
где ka - числовой коэффициент ka=410
U- передаточное число U=5.5
T1- крутящий момент на шестерне T1=29.807 Нм
мм
по ГОСТу aw=125 мм.
Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:
выбираем
по ГОСТу значение m=1.25
.
Число зубьев.
Угол
наклона зубьев выбирается из соотношения
(3,стр.155);
Зададимся
Число зубьев шестерни:
;примем
Z1=30.
Уточним
угол
:
Фактическое передаточное число:
Проверка:
мм.
Диаметры шестерни и колеса:
Проведем проверку:
aw =0.5*( d1 +d2 )= 0.5*(38.462+211.538)=125 мм;
Определим диаметры выступов и впадин:
da1 = d1 + 2*m = 38.462+2*1,25=40.962 мм;
da2 = d2 + 2*m = 211.538+2*1,25=214.038 мм;
df1 = d1 – 2.5*m = 38.462 – 2.5*1,25 = 35.337 мм;
df2 = d2 – 2.5*m = 211.538 – 2.5*1,25 = 208.413 мм.
Ширина колеса
Ширина колеса b определяется по формуле:
мм
Торцевая степень перекрытия.
Торцевая
степень перекрытия
определяется
по выражению:
Осевая степень перекрытия.
Осевая
степень перекрытия
определяется
по выражению:
Окружная скорость и выбор степени точности.
Окружная скорость определяется по формуле:
м/с.
По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3, стр.154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 5 м/с для косозубых колес выбираем 8-ю степень точности.
2.1.5.Проверочный расчет на усталостную контактную прочность
Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определяем коэффициенты нагрузки: по контактной прочности
по
изгибной прочности:
где khv и КFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки [3, табл. 10.5, стр. 181];
КHβ и КFβ - коэффициенты концентрации нагрузки (учитывают неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии) [3, рис. 10.21, стр. 182];
Кна и КFа-' коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.
Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ<350 колеса и V=2.91 м/с определяем методом интерполяции.
Кнv=1,07, КFv=1,13.
Коэффициенты распределения нагрузки КНα= КFα 1,14.
KH= 1,07*1,22*1,14 = 1,488;
KF = 1,13*1.037*1,14=1,336.
Контактные напряжения, действующие в зацеплении(3,стр.166):
где ZЕ- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса ,для стали ZЕ=190 МПа (3,стр.166)
-коэффициент,
учитывающий суммарную длину контактной
линии,
вычисляемый по формуле (54) [3, стр.168].
ZH
- коэффициент, учитывающий форму
сопряженных поверхностей, при
без смещения, ZH=2.42
(3,стр.167);
Проверка по усталостным напряжениям изгиба.
Ft - окружная сила, H.
Вычисляем контактные напряжения:
Вычисляем недогрузку:
Недогрузка составляет 2.7%, что допустимо.
Допускаемые напряжения изгиба:
где SF - коэффициент запаса прочности, для стальных зубчатых колес SF =l.4...2.2 [3, стр.186], принимаем SF =1.7;
YR- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности ,для стальных зубьев с Rz=40мкм =1
YX- коэффициент, учитывающий масштабный фактор YX=1
Yb- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, определяется по формуле :
YA- коэффициент для реверсивности работы YA=0.65
YN- коэффициент долговечности
где где m- показатель степени, для улучшенных колес m=6;
NFG- базовое число циклов, для любых передач NFG=4*106
NFE- эквивалентное число циклов
eF- коэффициент эквивалентности
В соответствии с графиком нагрузки, как при расчетах на контактную прочность для улучшенных колес:
Определяем эквивалентное число циклов шестерни и колеса:
Коэффициенты долговечности шестерни и колеса:
Вычисляем допускаемые напряжения изгиба:
МПа
МПа
Определяем рабочее напряжение
где КF-коэффициент нагрузки, КF=1,336.
-
коэффициент формы зубьев
-
эквивалентное число зубьев
Запас прочности:
Следовательно, условие прочности выполняется.