Главная страница
Навигация по странице:

  • 2.3. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

  • Тема Передаточные механизмы


    Скачать 2.22 Mb.
    НазваниеТема Передаточные механизмы
    Дата07.04.2023
    Размер2.22 Mb.
    Формат файлаdocx
    Имя файлаzadanie_2 (2).docx
    ТипДокументы
    #1045382
    страница3 из 6
    1   2   3   4   5   6

    2.2. Проектирование передачи



    1. Ориентировочно значение модуля при проектировочном расчете зубчатых передач можно принять, мм:
    – при твердости Н350НВ m= (0,01...0,02)aw; (2.11)
    – при твердости H45HRCэ т = (0,016...0,0315)aw. (2.12)
    По ГОСТ 9563–80 принимают стандартный нормальный модуль:

    • РЯД 1 – 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16;

    • РЯД 2 – 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14.

    Значения первого ряда следует предпочитать значениям второго.
    2. Определяется суммарное число зубьев и число зубьев шестерни и колеса:

    – предварительно принимают угол наклона зубьев и определяют суммарное zC число зубьев шестерни z1 и колеса z2:

    ; (2.13)

    ; (2.14)
    – полученные значения чисел зубьев округляем до целого числа:

    z2 = zС z1. (2.15)
    3. Определяются действительное передаточное число и его погрешность:

    . (2.16)

    Погрешность передаточного числа не должна превышать 3 %.
    4. Уточняем значение угла β:

    , (2.17)

    . (2.18)

    Значение угла наклона зубьев необходимо вычислять с точностью до секунд.
    5. Далее определяются основные размеры шестерни и колеса.

    Делительные диаметры шестерни и колеса:

    . (2.19)
    6. Проверку полученных диаметров можно провести с помощью формулы

    . (2.20)

    Проверкой должно быть установлено, что межосевое расстояние сходится со значением, принятым ранее.
    7. Диаметры вершин зубьев определяются по формулам:

    , . (2.21)
    Диаметры впадин:

    , , (2.22)

    где x – коэффициент смещения, мм.
    8. Ширина колеса определяется по формуле, мм:

    . (2.23)

    Полученное значение ширины колеса округляем до нормального линейного размера.
    9. Ширина шестерни определяется по формуле, мм:

    b1 = b2 + (5...10). (2.24)

    Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера.

    10. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле, м/с:

    . (2.25)
    11. По окружной скорости колес с учетом рекомендации табл. 2.6 назначают степень точности зубчатых колес.
    Таблица 2.6

    Нормы точности зубчатых колес

    Степень точности по ГОСТ 1643–81

    Окружная скорость, м/с

    Прямые зубья

    Непрямые зубья

    5 и выше

     15

     30

    6

    15

    30

    7

    10

    15

    8

    6

    10

    9

    2

    4



    2.3. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

    А. Определение расчетного контактного напряжения



    Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:

    , (2.26)

    где KH – коэффициент нагрузки;

    – контактное напряжение в полюсе зацеп­ления при KH = 1.

    Контактное напряжение в полюсе заце­пления при KH = 1 определяют следующим образом, МПа:

    , (2.27)

    где «+» – для наружного зацепления, «–» – для внутреннего зацепления;

    – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопря­женных зубчатых колес. Для стали при модуле упругости = 190;

    – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяют по табл. 2.7;
    Таблица 2.7

    Значения коэффициента

    Угол наклона

    линии зуба , град

    Значения при относительном смещении контура










    0,080

    0,050

    0,030

    0,020

    0,010

    0,005

    0

    –0,005

    –0,010

    –0,015

    –0,020




    0

    1,48

    1,52

    1,58

    1,62

    1,68

    1,71

    1,76

    1,83

    1,93

    2,14






    10

    1,47

    1,51

    1,56

    1,60

    1,66

    1,69

    1,74

    1,80

    1,90

    2,07






    15

    1,46

    1,50

    1,55

    1,58

    1,63

    1,67

    1,71

    1,77

    1,86

    2,00

    2,35




    20

    1,43

    1,47

    1,52

    1,55

    1,60

    1,63

    1,67

    1,72

    1,80

    1,91

    2,13




    25

    1,42

    1,45

    1,49

    1,52

    1,57

    1,59

    1,62

    1,67

    1,73

    1,81

    1,97




    30

    1,38

    1,42

    1,45

    1,48

    1,52

    1,54

    1,56

    1,60

    1,65

    1,70

    1,81




    35

    1,35

    1,37

    1,40

    1,42

    1,46

    1,48

    1,50

    1,53

    1,56

    1,60

    1,66




    40

    1,30

    1,32

    1,34

    1,37

    1,39

    1,41

    1,42

    1,45

    1,47

    1,50

    1,53


    – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

    FtHокружная сила на делительном цилиндре, Н;

    – рабочая ширина венца зубчатой передачи (b2), мм;

    d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
    Коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется следующим образом:

    при ;

    при ; (2.28)

    при ,

    где – коэффициент торцевого перекрытия:

    ;

    – коэффициент осевого перекрытия:

    . (2.29)
    Окружная сила на делительном цилиндре определяется по формуле

    , (2.30)

    где – вращающий момент на шестерне (колесе), Н · м;

    – делительный диаметр шестерни (колеса), мм.
    Коэффициент нагрузки определяют по зависимости

    , (2.31)

    где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (табл. 2.8);

    – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагруз­ки между зубьями;

    – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­груз­­ки по ширине зуба;

    – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.
    Таблица 2.8

    Коэффициент внешней динамической нагрузки

    при расчетах на усталостную прочность

    Режим нагружения

    двига­теля

    Режим нагружения ведомой машины

    Равномерный

    С малой

    не­равномер­ностью

    Со средней неравномер­ностью

    Со значительной

    не­равномерностью

    Равномерный

    1,00

    1,25

    1,50

    1,75

    С малой неравномер­ностью

    1,10

    1,35

    1,60

    1,85

    Со средней неравномерностью

    1,25

    1,50

    1,75

    2,00 и выше

    Со значительной неравномерностью

    1,50

    1,75

    2,00

    2,25 и выше


    Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых передач определяется по табл. 2.9 в зависимости от окружной скорости и степени точности по нормам плавности.
    Таблица 2.9

    Значения коэффициента

    Окружная скорость v, м/с

    Значения коэффициента при степени точности по нормам плавности работы

    (ГОСТ 1643–72)

    5

    6

    7

    8

    9

    2,5

    1

    1,01

    1,03

    1,05

    1,13

    5

    1

    1,02

    1,05

    1,09

    1,16

    10

    1,01

    1,03

    1,07

    1,13



    15

    1,01

    1,04

    1,09





    20

    1,02

    1,05

    1,12





    25

    1,02

    1,06









    Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра , схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев по графику (определялся ранее по рис. 2.4).

    Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку, можно определить по формуле:

    , (2.32)

    где – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

    – окружная скорость на делительном цилиндре, м/с.

    Коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи, модификации профиля головок зубьев, определяется по табл. 2.10.

    Коэффициент g0, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, определяется по табл. 2.11.
    Таблица 2.10

    Значения коэффициента

    Твердость поверхностей зубьев по Виккерсу

    Вид зубьев



    Н1 НV 350 или

    Н2 НV 350

    Прямые, без модификации головок

    Прямые, с модификацией головок

    Косые

    0,06

    0,04

    0,02

    Н1 >НV 350 и

    Н2 > НV 350

    Прямые, без модификации головок

    Прямые, с модификацией головок

    Косые

    0,14

    0,10

    0,04



    Таблица 2.11

    Значения коэффициента

    Модуль m,

    мм



    Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643–81

    5

    6

    7

    8

    9

    10

    3,55

    3,55…10

    >10

    2,8

    3,1

    3,7

    3,8

    4,2

    4,8

    4,7

    5,3

    6,4

    5,6

    6,1

    7,3

    7,3

    8,2

    10,0

    10,0

    11,0

    13,5

    Полученное значение не должно превышать предельного значения , приведенного в табл. 2.12. В противном случае следует принимать .

    Таблица 2.12

    Предельные значения

    Модуль m,

    мм

    Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643–81

    5

    6

    7

    8

    9

    10

    3,55

    3,55…10

    >10

    85

    105

    150

    160

    194

    250

    240

    310

    450

    380

    410

    590

    700

    880

    1050

    1200

    1500

    1800


    Б. Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчете



    Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа:

    . (2.33)

    Нахождение значений, входящих в формулу 2.33, рассмотрено при проектировочном расчете за исключением нижеприведенных коэффициентов.

    Коэффициент , учитывающий влияние исходной шероховатости сопря­женных поверхностей зубьев, определяется по тому из сопряженных колес, зубья которого имеют более грубые поверхности, т. е. в зависимости от параметра шероховатости поверхности (табл. 2.13).
    Таблица 2.13

    Коэффициент , учитывающий влияние исходной шероховатости

    сопря­женных поверхностей зубьев

    Шероховатость поверхности



    = 1,25…0,63

    1

    = 2,5…1,25

    0,95

    = 40…10

    0,9


    Коэффициент , учитывающий окружную скорость, определяют по графику (рис. 2.7).



    При

    HHV 350

    При

    HHV > 350


    Рис. 2.7. График для определения коэффициента


    При окружной скорости до 5 м/с = 1.

    Коэффициент , учитывающий влияние смазки, при отсутствии экспе­риментальных данных принимаем .

    Коэффициент , учитывающий размер зубчатого колеса, в общем случае определяется по кривой, приведенной на рис 2.8. При d < 700 мм следует принимать .




    da, мм


    Рис. 2.8. График для определения коэффициента


    В качестве допускаемого контактного напряжения принимают для косозубых передач:

    , (2.34)

    при этом должно выполняться условие: .

    При сравнении и недогруз по контактным напряжениям не должен превышать 20 %.

    1   2   3   4   5   6


    написать администратору сайта