Определение допускаемых напряжений изгиба

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 9Следующая ⇒

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.3.1 Определяем предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов нагружений , МПа, по формуле

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость , , МПа, по формуле

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

где  – коэффициент долговечности;

= 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности;

 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

 – коэффициент учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

= 1,7 – минимальный коэффициент запаса прочности.

Таблица 5 – Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент

передачи

Марка

стали

D_пред,

мм

Термообра-ботка

НВ1

S_пред,

мм

НВ2

МПа

Шестерня

40Х

У

548,2

309,0

Колесо

40Х

У

450,0

247,0

2.4 Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи

2.4.1 Определяем главный параметр конической зубчатой передачи – внешний делительный диаметр колеса , мм, по формуле

мм,

где  – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий;

 – коэффициент внутренней динамической нагрузки [6, таблица 16].

Степень точности предварительно назначаем – 8 при окружной скорости до 5м/с [9 глава 2, §2.1.2];

– коэффициент вида конических колес [6, таблица 20].

Принимаем =180 мм.

2.4.2 Определяем углы делительных конусов шестерни  и колеса  по формулам

; .

2.4.3 Определяем внешнее конусное расстояние , мм, по формуле

мм.

2.4.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм, по формуле

мм,

где = 0,285 – коэффициент ширины венца.

2.4.5 Определяем внешний окружной модуль зацепления , мм, для колес с прямыми зубьями по формуле

 = 2,6 мм,

2.4.6 Определяем число зубьев колеса  и шестерни по формулам

= 69,23;                = 21,97,

принимаем  и .

2.4.7 Определяем фактическое передаточное отношение  и проверяем его отклонение  от заданного значения по формулам

2.4.8 Определяем действительные углы делительных конусов шестерни  и колеса  по формулам

;  .

2.4.9 Определяем коэффициент смещения инструмента = .

= 0,28, = –0,28 [6, таблица 21].

2.4.10 Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса

Таблица 6 – Геометрические параметры передачи, мм

Диаметры

Для передачи с прямым зубом

Делительный:

шестерни

колеса

;

Вершин зубьев:

шестерни

колеса

= +1,64·(1+ )· ·cos  =

 = 57,2+1,64·(1+0,28)·2,6·0,953 = 62,4;

= +1,64·(1– )· ·cos  =

 = 179,4+1,64·(1–0,28)·2,6·0,304 = 180,3

Впадин зубьев:

шестерни

колеса

= –1,64·(1,25– )· ·cos =

 = 57,2–1,64·(1,25–0,28)·2,6·0,953 = 53,3;

= –1,64·(1,25+ )· ·cos  =

 = 179,4–1,64·(1,25+0,28)·2,6·0,304 = 177,4

2.4.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни  и колеса

, мм, для конических колес с круговым зубом по формуле

=0,8575· =0,8575·57,2 = 49,05 мм;

=0,8575· =0,8575·179,4 = 153,84 мм .

Уточняем внешнее конусное расстояние

мм.

2.4.12 Проверяем пригодность заготовок колес:

диаметр заготовки шестерни = +6=57,2+6=63,2 мм  мм;

толщина обода колеса  мм  мм.

Познавательные статьи:



Техника прыжка в длину с разбега

Тактические действия в защите

История Олимпийских игр

История развития права интеллектуальной собственности