Последовательность определения эквивалентной нагрузки

1. Определить значение параметра осевой нагрузки e по каталогу.

2. Вычислить значения внутренних осевых сил S_A и S_B .

3. Вычислить сумму сил  = S_A + F_x – S_B; определить F_xА и F_xВ.

4. Определить отношения F_xА/ F_rA и F_xВ/ F_rВ и сравнить их с величиной e; назначить коэффициенты X и Y для каждого из подшипников вала

5. Рассчитать эквивалентную нагрузку

для А - опоры значение P _A= (X F_rA +YF_xА)K_б K_т,

для В - опоры значение P _В = (X F_rВ +YF_xВ)K_б K_т.

4. Расчёт зубчатых передач

4.1. Определение расчётного контактного напряжения

Основная причина ограничения ресурса закрытых зубчатых передач – усталостное повреждение поверхностей контакта, или усталостное выкрашивание. Критерий контактной усталостной прочности зубьев

_H  [_H], (18)

где _H , [_H] – соответственно расчётное контактное напряжение и допускаемое контактное напряжение, принятое по условию отсутствия усталостного повреждения поверхности зубьев.

При выполнении расчётов рекомендуется заполнять таблицу 15, внося все данные для одной, а затем для другой передачи.

Таблица 15

Параметры проектируемых зубчатых передач

Параметр	Тихоходная передача	Быстроходная передача
Межосевое расстояние	ат =	аб =
Передаточное отношение	iт =	iб =
Момент T1	T1 =	T1 =
Модуль зацепления	т =	т =
Число зубьев шестерни	z1 =	z1 =
Число зубьев колеса	z2 =	z2 =
Диаметр d1	d1 =	d1 =
Ширина венца зубчатого колеса b	b =	b =
Коэффициент bd	bd =	bd =
cos	cos =	cos =
Коэффициент 	 =	 =
Расчётная длина линии контакта зубьев l	l =	l =
Коэффициент К H 	КH =	КH =
Окружная скорость , м/с	 =	 =
Коэффициент К H v	КH v =	КH v =
Коэффициент К H	КH =	КH =
Расчётное значение H, МПа	H =	H =

Р асчётное значение _H для зубчатой передачи с внешним зацеплением определяют по формуле

(19)

_H = 1,18

где E_пр – приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев; в данном случае шестерни и колёса изготавливаются из сталей, поэтому E_пр Е = 2,1 10⁵ МПа;

Т₁ –момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары;

d₁ – делительный диаметр этой шестерни;

l_ – расчётная (суммарная) длина линии контакта зубьев передачи.

Зависимость l_ от _ принимают в виде:

– для прямозубых передач l_ = 3b/(4 – _), где b – ширина венца колеса; где _  [1,88 – 3,2 (1/ z₁  1/ z₂)];

– для косозубых передач при _  1 расчётная длина контактной линии l_ = b_/cos_b или l_  b_/cos; где _  [1,88 – 3,2 (1/ z₁  1/ z₂)]cos;

К_Н – коэффициент расчётной нагрузки вводится в виде произведения коэффициентов, учитывающих влияние ряда факторов условий изготовления и работы зубчатой передачи, а также особенностей её конструкции:

К_Н = К_А К_Н К_НК_Н. (20)

Коэффициент К_А учитывает внешнюю динамическую нагрузку, если она не учитывалась при определении коэффициента долговечности Z_Н (см. ниже). В данном курсовом проекте примем К_А = К₂ так же, как в (10).

Коэффициент динамической нагрузки К_Н учитывает повышение нагрузки зубьев из-за непостоянства передаточного отношения, обусловленного только погрешностями изготовления колёс.

Значение К_Н зависит от скорости, твёрдости поверхности зубьев и степени точности зубчатых передач. Степень точности зубчатых колёс принимается в зависимости от назначения и условий работы (таблица 16). Значения К_Н, приведенные в таблице 17, можно использовать в учебных целях и для предварительных расчётов передач.

Таблица 16

Рекомендуемая степень точности цилиндрических зубчатых передач

Степень точности	Окружная скорость, м/с		Примечание
	прямозубой передачи	косозубой передачи
6 7 8 9	 20  12  6  2	 30  20  10  4	Высокоточные передачи, механизмы делительные, отсчётные и т.п. Точные передачи (повышенные нагрузки при умеренных скоростях, умеренные нагрузки при высоких скоростях) Передачи общемашиностроительного назначения средней точности Тихоходные передачи пониженной точности

Таблица 17