Файл: Детали машин и основы конструирования.pdf

где ω1- угловая скорость на валу шестерни, с-1; определяется из кине-

матического расчета.

Определяется степень точности передачи в зависимости от окружной скорости, условий ее работы и возможности производства в соответствии с табл. 3.6.

Таблица 3.6.

Ориентировочные рекомендации по выбору степени точности зубчатых передач

3.4. Проверочный расчет закрытых зубчатых передач на контактную выносливость

Расчетные контактные напряжения σ Н , МПа в полюсе зацепления определяют по формуле:

dw1U

где ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, принимается равным 1,77 – для прямозубых, а для косозубых и шевронных – 1,76 при β = 5о; 1,75 при β = 10о; 1,71 при β =

15о; 1,67 при β = 20о; 1,62 при β = 25о; 1,57 при β = 30о; 1,5 при β = 35о; 1,42 при β = 40о.

Zm – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, принимается равным 275;

Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, Zε = 0,9 – для прямозубых и Zε = 0,8 для косозубых и шевронных;

WHt – удельная расчетная окружная сила, Н/мм

где b2 – ширина колеса, мм; dw1 – делительный диаметр шестерни, мм; T1 – крутящий момент на валу шестерни, Н·м; K Hα – коэффици-

ент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых колес KHα = 1, для косозубых и шевронных при степени точ-

ности 7 – K Hα = 1,01–1,07 ( V < 10 м/с) K Hα = 1,07–1,12 (V = 10-

20 м/с); при степени точности 8 – KHα = 1,05 − 1,13 (V < 10 м/с) K Hα = 1,13-1,17 (V = 10–20 м/с); K Hβ - определяется по рис. 3.2.; KHv - ко-

эффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, определяется по табл.3.7.

Полученное значение должно удовлетворять условию

0,9[σH ] ≤ σ H ≤ 1,05[σ H ].

Если указанные условия не выполняются, то следует изменить ширину венца колеса b2 , поменяв ранее принятое значение при про-

ектировочном расчете ψbd . Если эта мера не даст должного результата, то надо либо изменить начальный (делительный) диаметр dw1 , ли-

бо назначить другие материалы зубчатой пары или другую термообработку и повторить весь расчет передачи.

Размерность величин, входящих в формулу (3.5)

T1 – в Н·м; b2 ,dw1 ,m – в мм.

Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе следует производить для менее прочного звена: шестерни или

колеса. Для этого необходимо определить отношение [σF ] для шес-

YF

терни и колеса и проверку на выносливость производить для того звена, у которого это отношение меньше.

При проверочном расчете σF < [σF ], не ограничивается, так как

нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач определяется контактной прочностью. Если σ F >1,05[σF ], то надо

увеличить модуль m(mn ), соответственно пересчитать число зубьев

шестерни Z1 и колеса Z2 и повторить проверочный расчет на изгиб. При этом межосевое расстояние aw не изменяется, а следовательно,

не нарушается контактная прочность передачи.

3.6. Проектировочный расчет открытых зубчатых передач на выносливость при изгибе

Открытые передачи рассчитывают только на выносливость зубьев при изгибе, так как абразивный износ поверхности зубьев происходит быстрее, чем усталостное контактное выкрашивание.

Проектировочный расчет служит для предварительного определения модуля зацепления. Предварительно выбирают материалы зубчатой пары (см. п. 3.1). Ориентировочное значение модуля m или mn

(мм) вычисляют по формулам:

где Km – вспомогательный коэффициент для прямозубых цилиндрических Km =14, косозубых и шевронных Km =12; T1 – крутящий мо-

мент на валу шестерни рассматриваемой зубчатой пары, Н·м, принимают из кинематического расчета (табл. 2.6); KFβ – коэффициент,

учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, определяют по графику (рис.3.2); Ζ1– число зубьев шестерни прини-