7_Методика расчета_продолжение2

7

Методика расчёта цилиндрических прямозубых, косозубых (шевронных)

зубчатых передач - продолжение

III. Проверка расчётных параметров на контактную прочность:

; где

- –удельная расчетная окружная сила,

где

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Определяется ориентировочно по таблицам:

≈1,05…1,5.

- коэф., учитывающий распределение нагрузки между зубьями

для прямозубых колес K_H = 1;

для косозубых и шевронных - по графику из условия, что

- коэф., учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Определяется ориентировочно по таблицам:

.

b_– рабочая ширина венца

- крутящий момент на шестерни.

-

прямозубые колеса косозубые колеса

– коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев,

для нормальных колёс , тогда

- – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс.

- – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

для прямозубых передач ;

для косозубых и шевронных передач , где

– коэффициент торцевого перекрытия.

Рабочие напряжения могут быть больше допускаемых не более, чем на 5…6 %.

Если в расчётах получается перегрузка на 7…8%, то для её устранения необходимо:

1. увеличить степень точности, но не выше 6-ой (при этом уменьшатся коэффициенты и .

2. принять лучший материал.

3. увеличить межосевое расстояние и сделать геометрический перерасчёт (в крайнем случае).

В итоге должно получиться:

_H  _HP (15…20%). Если иначе, то передача спроектирована нерационально.

IV. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Допускаемые напряжения при расчёте на выносливость при изгибе

, где

- коэффициент формы зуба, определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zэ и коэффициента смещения исходного контура х. При этом находится: , здесь z- число зубьев шестерни (z₁) или колеса (z₂). Для прямозубых колес и соответственно .

Производится сравнительная оценка прочности шестерни и колеса на изгиб:

- определяют отношения и ,

какое отношение меньше, по тому и делают проверку, т.е. по шестерни либо по колесу.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

- коэффициенты, учитывающие концентрацию нагрузки и динамику передачи, определяются аналогично по соответствующим параметрам (см. ):

, .

K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

-для прямозубых колёс K_F =1;

-для косозубых колёс:

при _ (коэф. осевого перекрытия)< 1 - K_F =1,

при > 1 , то K_F находим из выражения:

,

где n – степень точности передачи, если n >9, то принимаем n=9, если n<5, то принимаем n=5.

Обязательно, чтобы выполнялось условие _F  [_FP].

Если получается больше, то необходимо:

1. увеличить модуль;

2. изменить материал.

V. Определение допускаемых контактных напряжений.

, где

- предел контактной выносливости, определенный для базового цикла изменения напряжений (определяется по таблицам

S_Н – коэффициент безопасности

SН=1,1	НВ≤350
SН=1,2	HRС 45…56

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев:

ZR =1,0	Если шероховатость поверхности зубьев лежит в пределах Rа=0,63…1,25
ZR =0,95 (в РГЗ)	Если Rа=1,25…2,5
ZR =0,9	Если Rа=2,5…5,0

Rа – среднеарифметическое отклонение микронеровностей.

- коэффициент долговечности

, где

– базовое число циклов перемены напряжения,

- для НВ≤350 - ;

- для HRС 45…56- .

– эквивалентное число циклов перемены напряжения (при постоянной нагрузке),

n- частота вращения i-го колеса;

с- число зацеплений зуба за оборот.

, ч,

– коэффициент использования в течении года;

– коэффициент использования в течении суток;

- плановый срок службы в годах.

.

Если нагрузка переменная, то для определения задаются графиком (см. практику или уч-к. Киркач С. 74-75).

Для прямозубых передач в качестве допускаемого контактного напряжения принимается меньшее контактное напряжение (колеса либо шестерни).

Косозубые и шевронные передачи рассчитывают по среднему контактному напряжению

, при соблюдении условия

,

где -меньшее из двух значений и.

VI. Определение допускаемых напряжений при проверочном расчёте зубьев на изгибную выносливость.

, где - предел изгибной выносливости, определенный для отнулевого цикла:

=1,8НВ	НВ≤350
=500…550	HRС 45…56

S_F – коэффициент безопасности, - находится из таблиц.

– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (выбирается по табл.).

– коэффициент долговечности при условии, что , где

– базовое число циклов перемены напряжения для стали;

– эквивалентное число циклов перемены напряжения при постоянной нагрузке,

- при переменной нагрузке (расч. см. по уч-ку. Киркач С. 77).

При условии принимают =1.

определяется для каждого из колёс и производим сравнительную оценку прочности шестерни и колеса на изгиб.

Определяют отношения и , по меньшему отношению делают проверку:

.