3.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс
Для цилиндрических колёс назначаем следующие значения твёрдости поверхности зубьев шестерни и колеса 53 HRC. Термохимическая обработка – закалка ТВЧ. Требования к габаритам – нежёсткие. Материал зубьев шестерни – сталь 45 ГОСТ 1050-88, колеса – сталь 45 ГОСТ 1050-88.
Механические свойства материалов: =650МПа, =1100 МПа.
3.2 Приближенное определение предельных и допускаемых напряжений для материалов колёс зубчатых передач
Допускаемые напряжения при проектировочном расчёте на выносливость зубьев при изгибе определяются по формуле:
,
где – предельные напряжения зубьев передач на выносливость, МПа.
;
.
Допускаемые напряжения при проектировочном расчёте на контактную выносливость определяется по формуле:
,
где – коэффициент запаса прочности, для зубчатых колёс подвергнутых закалке ТВЧ.
;
.
3.3 Приближенный проектировочный расчёт главного и основных параметров передач из условия обеспечения изгибной прочности зубьев
|
|
Проведем этот расчет, рекомендованный ГОСТ, так как выбранные материалы имеют твердость более 350 НВ.
Расчет передачи №2
а) Выбираем числа зубьев шестерни .
Числа зубьев колеса определим по формуле:
,
где – число зубьев колеса;
– число зубьев шестерни;
– передаточное отношение передачи.
.
В связи с округлением числа зубьев колеса до целого числа, передаточное число зубчатой передачи изменяется и окончательно будет равным:
;
.
б) Минимальное значение модуля зацепления, при котором обеспечивается изгибная прочность зубьев колеса передачи, определяется по формуле:
,
где – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбираем по табл. 1.5 [1]в зависимости от числа эквивалентных зубьев , определяемым по зависимости:
;
;
;
Тогда , .
.
,
где – торцевой коэффициент перекрытия, определяемый по формуле:
;
.
В формулу для вычисления модуля подставляем значения , , , того элемента (шестерни или колеса), у которого отношение меньше.
< .
Отношение ширины венца к диаметру делительной окружности шестерни:
.
Подставляя полученные значения в формулу, получим расчетное значение модуля:
.
Принимаем стандартный модуль .
Определяем межосевое расстояние по формуле:
,
.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного, выбранного из ряда ГОСТ 6636-69 .
в) По полученным межосевым расстояниям уточняют фактический угол наклона зубьев:
,
;
г) Определим основные размеры колёс передач:
|
|
- диаметр делительной окружности:
шестерни: ;
колеса: ;
- диаметр окружности впадин
шестерни: ;
колеса: .
- диаметр окружности выступов
шестерни: ;
колеса: ;
- межцентровое расстояние ;
- ширина зубчатого венца , принимаем .
Расчет передачи №3.
а) Передаточное отношение третьей передачи указано в задании:
Принимаем числа зубьев шестерни и колеса .
б) Минимальное значение модуля зацепления, при котором обеспечивается изгибная прочность зубьев колеса передачи, определяется по формуле:
,
где – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбираем по табл. 1.5 [1]в зависимости от числа эквивалентных зубьев , определяемым по зависимости:
;
;
Тогда .
, .
.
Подставляя полученные значения в формулу, получим расчетное значение модуля:
.
Принимаем стандартный модуль .
Определяем межосевое расстояние по формуле:
,
.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного, выбранного из ряда ГОСТ 6636-69 .
в) Определим основные размеры колёс передач:
- диаметр делительной окружности
;
- диаметр окружности впадин ;
- диаметр окружности выступов ;
- межцентровое расстояние ;
ширина зубчатого венца , принимаем стандартное значение .
Принимаем .
3.4 Проверочный расчёт зубчатых передач
Назначим степень точности изготовления зубчатых передач в зависимости от окружной скорости:
,
.
Принимаем пониженную «9» степень точности и «5» класс шероховатости.
3.4.1 Уточнение расчетной нагрузки
Дополнительные нагрузки учитываются коэффициентом нагрузки при расчете на усталость изгибу и - при расчете на контактную усталость.
Расчетная нагрузка:
3.4.2 Проверочный расчет фактических изгибных напряжений
Проверка прочности заключается в определении фактических контактных и изгибных напряжений и в сравнении их с допускаемыми.
Фактические напряжения изгиба в опасных сечениях основания зубьев шестерен определяют по формуле:
Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса определяют по формуле:
Величина окружного усилия рассчитывается так:
Передача 2:
.
.
Передача 3:
.
.
3.4.3 Проверочный расчет фактических контактных напряжений
Фактические контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев, определяют по формуле:
,
где – коэффициент, зависящий от числа зубьев шестерни и передаточного числа, для косозубых передач , для прямозубых ;
– коэффициент нагрузки, ;
– для косозубых передач, – для прямозубых передач [1,стр.22].
.
3.4.4 Определение предельных и допускаемых напряжений материала колес
Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на изгибную выносливость определяют по формуле
,
где
– коэффициент запаса прочности (при ХТО – закалка ТВЧ);
– коэффициент долговечности, учитывающий изменение ;
– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зубьев, ;
– коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений,
– коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса,
Передача 2
;
;
.
Базовое число циклов .
Т.к. , то ,
,
Подставив полученные значения в формулу получим:
;
.
Передача 3
;
;
.
Базовое число циклов .
Т.к. , то .
Подставив полученные значения в формулу получим:
;
3.4.5 Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на контактную выносливость
Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на контактную выносливость определяют по формуле
,
где – коэффициент долговечности, учитывающий изменение .
|
|
Передача 2
Базовое число циклов .
Т.к. , то
,
где
– коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости;
– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;
– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.
Подставив полученные значения в формулу (3.3) получим
.
Передача 3
Базовое число циклов .
Т.к. , то .
,
где
– коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости;
– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;
– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.
Подставив полученные значения в формулу получим
;
Фактические напряжения меньше допускаемых:
< ;
< ;
< ;
< ;
< ;
< .