Выбор коэффициента рабочей ширины зубчатого венца передачи

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 3Следующая ⇒

Так как твёрдость одного из сопряжённых зубьев менее 350 НВ, а так же при симметричном расположении зубчатых колёс передачи относительно опор вала и малом расстоянии между опорами, рекомендуется назначать ψ_bd 0,8…1,4. Назначаем ψ_bd=0,8.

Выбор угла наклона зубьев

Согласно исходным данным, имеем прямозубую передачу. В таком случае угол наклона зуба β=0.

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Предел контактной выносливости поверхностей зубьев σ_{н lim} и коэффициент безопасности S_н определяем по табл.1.3. Расчёт ведём по средней твёрдости:

для шестерни:

МПа; ;

для колеса:

МПа; .

Базовое число циклов перемен напряжений, соответствующее пределу выносливости:

для шестерни: ;

для колеса: .

Число циклов перемен напряжений в соответствии с заданным сроком службы при нагрузке, изменяющейся по ступенчатой циклограмме:

Коэффициент долговечности при :

для шестерни: ,

для колеса: .

Предполагая шероховатость сопряжённых поверхностей зубьев Rа в пределах от 2,5 до 1,25, принимаем значение коэффициента шероховатости Z_R=0,95. На этом этапе проектирования принимаем значение коэффициента, учитывающего окружную скорость передачи, Z_V=1.

Тогда допускаемые контактные напряжения:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

В качестве допускаемого контактного напряжения прямозубой передачи принимаем меньшее значение: МПа.

Допускаемые напряжения изгиба зубьев

Для шестерни:

По табл. 1.4 предел выносливости зубьев при изгибе МПа, коэффициент запаса прочности . Для поковки коэффициент . При одностороннем нагружении передачи . Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, на этом этапе проектирования .

Коэффициент долговечности:

при .

При модуле до 6 мм включительно при нагреве ТВЧ зубья прогреваются насквозь. Поэтому можно считать однородной структуру материала шестерни и колеса и .

.

.

МПа.

Для колеса:

По табл. 1.4 предел выносливости зубьев при изгибе МПа, коэффициент запаса прочности . Для поковки коэффициент . При одностороннем нагружении передачи . Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, на этом этапе проектирования .

МПа.

Проектировочный расчёт передачи

5.1. Начальный диаметр шестерни, мм:

,

где для прямозубых передач – вспомогательный коэффициент;

– исходная расчётная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент, Н·м;

 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, по графикам рис.1.3 (кривая 6) при ;

 – передаточное отношение.

мм.

Познавательные статьи:



Техника прыжка в длину с разбега

Организация работы процедурного кабинета

Области применения синхронных машин

Оптимизация по Винеру и Калману