3.6. Проектировочный расчет открытых зубчатых передач на выносливость при изгибе
Открытые передачи рассчитывают только на выносливость зубьев при изгибе, так как абразивный износ поверхности зубьев происходит быстрее, чем усталостное контактное выкрашивание.
Проектировочный
расчет служит для предварительного
определения модуля зацепления.
Предварительно выбирают материалы
зубчатой пары (см. п. 3.1). Ориентировочное
значение модуля
или
(мм) вычисляют по формулам:
,
(3.6)
где
– вспомогательный коэффициент для
прямозубых цилиндрических
=14,
косозубых и шевронных
=12.
– крутящий момент на валу шестерни рассматриваемой зубчатой пары, Н·м, принимают из кинематического расчета (табл. 2.4).
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, определяют по графику (рис.3.2).
–
число
зубьев шестерни принимается предварительно
по отсутствию подрезания зубьев
.
–
коэффициент,
учитывающий форму зуба, для шестерни,
принимается в соответствии с п. 3.5.
– коэффициент ширины зубчатого венца, принимается в соответствии с п .3.2.
,
МПа – допускаемые напряжения изгиба
зубьев. Определяются в соответствии с
п. 3.1.
Полученное значения модуля для прямозубых и для косозубых и шевронных колес округляют до стандартного по табл.3.5.
Для
стандартного значения модуля уточняют
начальные диаметры шестерни и колеса:
для прямозубых
и
,
для косозубых
и
.
Межосевое расстояние
.
Окружную скорость
,
м/с. Рабочую ширину венца
,
мм,
которые округляют до целых чисел.
3.7. Проверочный расчет открытых зубчатых передач
Необходимо
выполнить проверочный расчет на
выносливость зубьев при изгибе в
соответствии с п. 3.5 с соблюдением условий
.
3.8. Определение параметров зубчатых колес
Расчет параметров зубчатых колес представлен в разделе 8.
3.9. Усилия в зацеплении
Направления сил в прямозубой передаче показано на рис. 3.5 а.
Окружная
сила
.
Радиальная сила
.
Для косозубой передачи направления сил показаны на рис. 3.5. б.
Окружная
сила
.
Радиальная сила
.
Осевая сила
,
где
Т
– крутящий момент на валу, Н·мм;
– диаметр начальной окружности, мм;
– угол зацепления (стандартный
= 20о);
– угол наклона линии зуба. Значения Т
и
необходимо брать для одного из валов
(целесообразнее для вала шестерни).
а) |
б) |
|
|
Рис. 3.5. Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых колес: а) прямозубых; б) косозубых
3.10. Особенности расчета цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора
В
соосном редукторе (рис. 3.6) межосевые
расстояния быстроходный
и тихоходной
ступеней равны между собой
=
.
Передаточные числа быстроходной
и тихоходной ступеней принимаются из
кинематического расчета, чтобы
.
Расчет начинают с тихоходной ступени как более нагруженной и проводится по методике изложенной в пп.3.1-3.5.
Для расчета быстроходной ступени межосевое расстояние принимается таким же, как определенное у тихоходной ступени.
Вычисляется начальный диаметр шестерни быстроходной ступени dw1 при рассчитанном для тихоходной ступени аw2
,
где U1 – передаточное число быстроходной ступени.
Определяется коэффициент ψbd, быстроходной ступени по формуле
(3.7)
где – вспомогательный коэффициент, равный 770 МПа для прямозубых и 675 МПа для косозубых и шевронных колес;
Рис. 3.6. Кинематическая схема двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора
( Н·м) – крутящий момент на ведущем валу;
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес НВ, кинематической схемы передачи и величины ; определяется по номограммам (рис. 3.2.);
– допускаемые
контактные напряжения определяются в
соответствии с п. 3.1.
Модуль и для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимается в 1,4-1,7 раза меньше, чем в тихоходной и обязательно округляется до стандартных значений по табл.3.5.
Предварительно
принимается для косозубых передач угол
о
и определяется число зубьев шестерни
и колеса
;
;
для прямозубых
;
.
Значения Z1 и Z2 округляются до целых чисел. Для косозубых колес уточняется угол
.
Определяются в соответствии с п. 3.3. геометрические параметры зубчатых колес. Проверяется межосевое расстояние
.
Проводятся проверочные расчеты по контактным и изгибным напряжениям в соответствии с п.п. 3.4 и 3.5.
Определяются основные параметры зубчатого зацепления и силы в соответствии с п.п. 3.7 и 3.8.