2.2.2. Допускаемые напряжения для зубчатых колес

цилиндрических и конических передач.

Допускаемые напряжения на контактную выносливость []_Н определяют по формуле:

где _НО – предел контактной выносливости , МПа; определяют в зависимости от твердости материала НВ:

K_HL = 1 – коэффициент долговечности при неограниченном сроке службы;

S_H = 1,1 – коэффициент запаса контактной прочности.

Допускаемые напряжения на изгибную выносливость []_F определяют по формуле:

где _FO – предел изгибной выносливости, МПа; определяют в зависимости от твердости материала НВ:

K_HF = 1 – коэффициент долговечности при неограниченном сроке службы;

S_F = 1,75 – коэффициент запаса изгибной прочности.

2.2.3. Допускаемые напряжения

для зубчатых колес червячных передач

Допускаемые напряжения на контактную выносливость определяют в зависимости от групп бронз.

Оловянистые бронзы.

где _НО – предел контактной выносливости, МПа; определяют в зависимости от предела прочности бронзы :

С_V – коэффициент, учитывающий скорость скольжения:

K_HL = 0,67 – коэффициент долговечности при неограниченном сроке службы.

Безоловянистые бронзы.

;

где _НО = 300 МПа – предел контактной выносливости;

V_ск – ориентировочная скорость скольжения в зацеплении, м / с.

Допускаемые напряжения на изгибную выносливость для всех марок бронз определяют по зависимости:

Здесь _FO – предел изгибной выносливости, МПа; определяют по зависимости:

Величины ,принимают из таблицы 4.

S_F = 1,75 – коэффициент запаса изгибной прочности;

K_FL = 0,54 – коэффициент долговечности при неограниченном сроке службы.

2.3 Проектный расчет передач

Проектный расчет заключается в определении основных геометрических параметров передач из условия контактно-усталостной прочности активных поверхностей зубьев (с точностью 0,01 мм – для линейных величин; 0,0001 град – для угловых величин). В качестве исходных данных следует использовать параметры, полученные ранее при кинематическом и силовом расчетах передачи, а также полученные значения допускаемых контактных и изгибных напряжений:

- передаточное отношение;

и - числа зубьев шестерни и колеса;

Т₁ и Т₂ – вращающие моменты на шестерне и колесе, Нм.

и – допускаемые напряжения,МПа.

2.3.1 Расчет прямозубой цилиндрической передачи.

Расчетный делительный диаметр шестерни

, мм

где = 1,2 – коэффициент нагрузки;

= 0,8 – коэффициент ширины шестерни.

Расчетный модуль зацепления

, мм

Принимаем m = ……мм (округлить в большую сторону по ряду: 0,8; 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8

Межосевое расстояние

, мм

Диаметры делительных окружностей

шестерни , мм;

колеса , мм;

Диаметры окружностей вершин зубьев

шестерни , мм

колеса , мм

Диаметры окружностей впадин зубьев

шестерни , мм

колеса , мм

Ширина зацепления , мм

Принимаем =…мм (округлить в большую сторону до четного числа).

Ширина шестерни =+ 4 мм

Ширина колеса , мм.

2.3.2 Расчет прямозубой конической передачи

Расчетный внешний делительный диаметр шестерни

, мм

где = 1,2 – коэффициент нагрузки;

Расчетный внешний модуль зацепления , мм

Принимаем = ……мм (округлить в большую сторону по ряду: 0,8; 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8)

Внешнее конусное расстояние

, мм

Углы делительных конусов

колеса , град.

шестерни , град.

Диаметры внешних делительных окружностей

шестерни , мм

колеса , мм

Диаметры внешних окружностей вершин зубьев

шестерни

колеса

Диаметры внешних окружностей впадин зубьев

шестерни

колеса

Ширина зубчатого зацепления

Принимаем = мм (округлить в большую сторону до четного числа).