Расчетные формулы (Цил. прямозуб)

Посмотреть архив целиком

Расчет цилиндрической прямозубой передачи.

- Определяем предварительное значение межосевого расстояния по формуле:

аw=К(u1), мм; [1, с 16]

где Т1-вращающий момент на шестерне,Нм;

u-передаточное число;

К- поправочный коэффициент в зависимости от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса.

К= [1, с 17]




-Определяем окружную скорость:

[1, с 17]




В соответствии с найденной окружной скоростью по табл. 2.5 [1, с 17] назначаем степень точности зубчатой передачи.

Затем уточняем найденное значение по формуле:

аw= Ка (u1), [1, с 17]

где Ка = 450 МПа1/3 [1, с 17]

bа- коэффициент ширины.

bа= [1, с 17]

КН- коэффициент нагрузки

КН= КНVКНКН [1, с 18]

где КНV- коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

КН- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

КН- поправочный коэффициент .

КНV= [1,табл 2.6 с 18]

Коэффициент КН определяем по формуле:

КН=1+( КН0-1)КНW,

где КНW- коэффициент учитывающий приработку зубьев;

Значение коэффициента КН0принимаем по табл.2.7 [1, с 19] в зависимости от коэффициента bd

Т.к. ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены ,значение коэффициента bd вычисляем по формуле:

bd=0,5 bа (u1) [1, с 18]

bd=

КН0=

Значение коэффициента КНW принимаем по табл.2.8 в зависимости от окружной скорости.

КНW =

КН=1+( -1)=

Коэффициент КН определяем по формуле:

КН=1+( КН0-1)КНW, [1, с 18]

где КН0-начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями.

КН0=1+0,06(nст-5), при условии 1КН01,25 [1, с 20]

КН0=

КН=



аw=



Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа кратного пяти.

аw=


-Предварительные размеры колеса

делительный диаметр d2=2 аwu/(u1) [1, с 20]

d2=

ширина b2= bа аw [1, с 20]

b2=

-Определяем модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяем по формуле:

mmax= 2 аw/[17(u1)] [1, с 20]

mmax=

Минимальное значение модуля определяем по формуле:

mmin=

где Кm=3,4103 [1, с 20]

КF- коэффициент нагрузки

КF= КFV КF КF [1, с 20]

где КFV- коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

КF- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

КF- коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса.

КFV=

Коэффициент КF определяем по формуле:

КF =0,18+0,82 КН0, [1, с 21]

КF =

КF= КН0

КF=


mmin=


Принимаем m=

-Определяем суммарное число зубьев и угол наклона

-суммарное число зубьев:

ZS=2 аwcosmin/m [1, с 21]

ZS= принимаем ZS=

-Определяем число зубьев шестерни и колеса

-число зубьев шестерни

Z1= ZS/(u1) Z1min [1, с 21]

Z1= принимаем Z1=




-число зубьев колеса

Z2= ZS- Z1 [1, с 21]

Z2=


-Определяем фактическое передаточное отношение

uф= Z2 /Z1 [1, с 21]

uф=


-Определяем диаметры колес

делительный диаметр шестерни d1= Z1m/cos [1, с 22]

d1=

делительный диаметр колеса d2=2 аw- d1 [1, с 22]

d2=

диаметры и df окружностей вершин и впадин:

dа1= d1+2(1+x1-y)m;

df1= d1-2(1,25-x1)m;

dа2= d2+2(1+x2-y)m;

df2= d2-2(1,25-x2)m;

где x1 и x2-коэффициенты смещения у шестерни и колеса

y- коэффициент воспринимаемого смещения

y=-( аw-а)/m [1, с 22]

где а -делительное межосевое расстояние.

а=0,5m(Z2 Z1) [1, с 22]

а=

y=


dа1=

df1=

dа2=

df2=


-Определяем размеры заготовок

необходимое условие Dзаг Dпр

Сзаг Sпр

Sзаг Sпр

Dзаг= dа+6

Сзаг=0,5b2

Sзаг=8m







Проверка зубьев по контактным напряжениям.

[1,с23]

Z = 9600 МПа0,5 – для прямозубых колёс.



МПа


Найденное значение контактных напряжений не превышает допустимого

[]H= МПа.


-Определяем силы в зацеплении:

Ft = 2103Т1/d1 , Н – окружная сила в зацеплении. [1,с23]

Ft = 2103 = Н

Fr = Fttg/cos, Н- радиальная сила в зацеплении. [1,с23]

Fr =

Fa = Fttg ,Н-осевая сила в зацеплении. [1,с23]

Fa =







Проверка передачи по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба

в зубьях колеса:

[1,с23]


в зубьях шестерни:

F1= F2YFS1/YFS2[]F1 [1,с23]


где YFS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. По таблице 2.10 17 на основании известных данных принимаем:

YFS2 =

YFS1 =

Y – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев, для прямозубых колёс принимается равным единице.




Y – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. По рекомендациям 1,с24 принимаем:

Y =


F2=



F1=



Полученные напряжения изгиба меньше допустимого []F = МПа.


-Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Действие пиковой нагрузки оценивается коэффициентом перегрузки:

Кперпик/Т [1, с24]

Где Т- максимальный из длительно действующих момент.

Кпер=


Определяем максимальные контактные напряжения:

Нmax=Н [1, с24]

[]Нmax=





Определяем максимальные напряжения изгиба:

Fmax=FКпер[]Fmax [1, с24]

[]Fmax=FlimYNmaxkst/Sst [1, с25]


YNmax-максимально возможное значение коэффициента долговечности

kst- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

Sst- коэффициент запаса


YNmax-

Sst-

kst-


[]Fmax=


Fmax=



































Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.