2.2. Расчет допускаемых напряжений
Допускаемое контактное напряжение. Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле:
где -
-
определяют по эмпирическим зависимостям,
указанным в табл.2.2 [1],
=2НВ+70
-
коэффициент безопасности, рекомендуют
назначать SH
= 1,1 при термоулучшении;
МПа
МПа
Расчетное число циклов напряжений:
где с - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с=1);
n1,2 - частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин;
t - время работы передачи (ресурс) в часах; t = Lh=10 000
Коэффициент ZN учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.
Базовое
число циклов NHG
перемены
напряжений, соответствующее пределу
контактной выносливости
,
рассчитывают по эмпирическим следующим
зависимостям:
Если
,
то следует принимать
Допускаемые напряжения изгиба. Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса, для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле:
где -
- предел выносливости зубьев по напряжениям
изгиба, значения которого определяем
по табл. 2.2 [1];
SF - коэффициент безопасности, рекомендуют SF= 1,5...1,75
YA -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при односторонней нагрузке YA =1.
Yn - коэффициент долговечности.
-
рекомендуют принимать для всех сталей.
При постоянном режиме нагружения передачи
При
следует принимать
.
2.3. Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи
При
проектном расчете прежде всего определяют
главный параметр цилиндрической передачи
- межосевое расстояние
,мм,
по формуле для прямозубой передачи:
;
В формуле знак "+" принимают в расчетах переда внешнего зацепления, а знак"-" - внутреннего зацепления.
Из табл.
2.4 [1] назначают относительную ширину
колес
=0,3
Коэффициент
неравномерности нагрузки по длине
контакта КНβ
выбираем по кривым на графике рисунка
2.3 а) [1], по
,
КНβ=1,04.
Епр=2,1·105
[1].
Из двух
значений для зубьев шестерни и колеса
допускаемого контактного напряжения
в дальнейшем за расчетное принимают
для прямозубых передач - меньшее из двух
значений допускаемых напряжений
и
.
Полученное значение межосевого расстояния aw (мм), округляем но нормальным линейным размерам табл.24.1[3] до aw=110 мм.
2.4. Геометрический расчёт закрытой цилиндрической передачи
Определяем
модуль зацепления т
из
соотношения
т=
(0.01...0.02)·aw,
если H1,
и Н2
350
НВ.
m1=0,01·110=1,1
m2=0,02·110=2,2
т=(1,1…2,2)
Полученное значение т модуля необходимо округлить до стандартного значения по 1-му ряду модулей: 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм, m=2 мм.
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.
Для
прямозубых колес
Число
зубьев шестерни
,
значениеz1
округляем по н.л.р. табл.24.1[3], z1=21.
Число
зубьев колеса
,z2=89.
Определяем
фактическое значение передаточного
числа передачи
Определяем фактическое межосевое расстояние
Определяем рабочую ширину зубчатого венца колеса
по
нормальным линейным размерам
Определяем ширину зуба шестерни
мм,
но н.л.р. табл.24.1[3]
.
Определяем делительные диаметры
для
шестерни
для
колеса
Определяем начальные диаметры
для
шестерни
для
колеса
Определяем диаметры вершин зубьев колес
для
шестерни
для
колеса
Определяем диаметры впадин зубьев колес
для
шестерни
для
колеса
