Машиностроение \ Детали машин и основы конструирования

Проектирование зубчатой передачи (среднеквадратическая мощность привода - 3,64 кВт, расчётный срок службы привода - 6 тыс.часов), страница 4

выбирается по графикам для принятой схемы установки передачи и твёрдости поверхностей зубьев;

ψ_bd = 1.46, схема установки – VII.

Тогда, используя таблицу, находим K_FW=1.00;

6.2.1.13. Коэффициент влияния динамических нагрузок/2/

Где

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев, выбирается по таблице (по твёрдости поверхности зубьев и окружной скорости

K_HW=0.76;

6.2.1.14. Коэффициент свойств смазочных материалов Kнμ=1, если применяются смазочные материалы, рекомендуемые для редукторных систем и трансмиссий;

6.2.1.15. Коэффициент размеров зубчатого колеса , если , иначе:

6.2.2. Напряжения изгиба зуба, МПа

Шестерни:

Колеса:

6.2.2.1. Расчётная ширина зубчатого венца:

6.2.2.2. Коэффициент напряжения изгиба зуба:

Шестерни:

Колеса:

и выбираются по графику для определения величины , при расчёте зубчатых передач внешнего зацепления в соответствии со значениями коэффициентов смещения , и эквивалентного числа зубьев

где при или при ,

при или при .

6.2.2.3. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

6.2.2.4. Коэффициент точности изготовления:

Для ,

6.2.2.5. Коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба:

выбирается по графикам для принятой схемы установки передачи и твёрдости поверхностей зубьев;

– коэффициент, учитывающий приработку зубьев, выбирается по таблице (по твёрдости поверхности зубьев и окружной скорости ;

K_FW=1,00;

6.2.2.6. Коэффициент влияния динамических нагрузок /2/

Где

6.2.2.7. Коэффициент, учитывающий влияние сил трения на величину плеча изгиба зуба:

для ведущего колеса:

для ведомого колеса:

6.2.2.8. Коэффициент, учитывающий влияние размеров зубчатого колеса и его зубьев:

и , выбираются из таблицы и составляют:

6.2.2.9. Расчётное напряжение изгиба зуба принимается наибольшее из и .

6.3. Расчёт допускаемых напряжений.

6.3.1. Допускаемые контактные напряжения.

6.3.1.1. Параметр предела контактной выносливости для материала и вида термической обработки шестерни и колеса принимается из таблицы и равно

6.3.1.2. Параметр предела контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

где - коэффициент, учитывающий шероховатость активных поверхностей зубьев:

для , следовательно , так как 1,6;

Если расчётное значение по п. 5.2.1. , то дальнейший расчёт по контактным напряжениям не выполняется: сопротивление контактной усталости зубчатой передачи является заведомо достаточным.

=7,91876

7,91876<9.306, следовательно, сопротивление контактной усталости достаточное.

6.3.2. Допускаемые напряжения изгиба зубьев.

6.3.2.1. Предел выносливости при симметричном изгибе зубьев для материала и вида термической обработки шестерни и колеса принимается из таблицы и равен

6.3.2.2. Предельное напряжение изгиба при базовом числе циклов:

где для цементованных, цианированных, закалённых ТВЧ по контуру, нормализованных и улучшенных зубчатых колёс, имеющих нешлифованную переходную поверхность без грубых следов обработки; для полированной переходной поверхности/3/; см. п. 5.3.1.2.

6.3.2.3. Коэффициент долговечности по напряжениям изгиба:

где показатель степени кривой выносливости и значение базового числа циклов перемен напряжений по таблице; эквивалентное число циклов перемен напряжений вычисляются по формуле:

( крутящий момент на шестерне при i-том блоке нагружения);

или

6.3.2.4. Допускаемые напряжения изгиба зубьев, МПа

или

если то принимается

6.4. Расчёт на прочность при перегрузках.

6.4.1. Коэффициент максимальной динамической нагрузки:

принимаем

где максимальное окружное усилие в передаче, определённое экспериментально или аналитически при расчёте динамической модели привода; номинальное (расчётное) окружное усилие (см. п. 5.2.1.3.)