Проектирование зубчатого механизма

где NFlim – базовое число напряжений на изгибе; NFlim =

Согласно условию принимаем YN3=YN4=1. Находим коэффициент YA, учитывающий двухстороннее нагружение; в нашем случае YA3=YA4=1 (для одностороннего нагружения).

Определяем допустимые напряжения изгиб

а по формуле

FP =

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерен, принимая[n] =1,5,

К= 1,6, Кри = 1,

[n] – требуемый (допускаемый) коэффициент запаса прочности;

К- эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба;

КН - коэффициент режима нагрузки

КН =

Nц = n

Nц – число циклов нагружения;

n – угловая скорость, об/мин;

Т - расчетная долговечность (срок службы передачи), ч; Т=20000 часов;

а – количество зацеплений зуба за один оборот колеса, а=1;

При Nц 5 Kри получается меньше 1, берется в расчетах Кри = 1,0

Для зубьев шестерни имеем

[]'u =

Для зубьев колес принимаем [n] = 1,5 и Кб=1,5,

[]''u =

4. Расчет тихоходной ступени (косозубая).

4.1. Определение потребного межосёвого расстояния из условия контактной прочности поверхности зубьев.

Межосевое расстояние определяем по формуле

где Uт = 4,5;

- коэффициент ширины, принимаемый равным 0,15; 0,25; 0,315

Ка – косозубая передача (коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности за счет увеличения суммарной длины контактных линий).

- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии. Принимаем равным 1,15.

4.2. Число зубьев и модуль зацепления.

Нормальный модуль зацепления выбирается по формуле:

m = (0,01 0,02)w

Предварительно выбирается угол наклона зубьев = 10°

Число зубьев шестерни

z3 =

Число зубьев колеcа

z4 = UT

Суммарное число зубьев

Уточняется значение угла

для косозубой передачи проверяется условие

т.е. принятое значение угла при = 0,4 приемлемо.

4.3. Основные размеры зубчатой пары колес тихоходной ступени.

Диаметры длительных окружностей зубчатых колес:

d3 = =

d4 =

Проверяем межосевое расстояние:

aw =

bw =

Расчет диаметра вершин колес:

da3 =

da4 =

Расчет диаметров впадин колес:

Di3 =

Di4 =

4.4. Окружная скорость колеса

V2 =

При такой скорости и твердости материалов зубчатых колес менее НВ350 назначают 9-ю степень точности изготовления зубьев зубчатых колес тихоходной пары.

4.5. Уточнение коэффициента нагрузки:

Кн = КН HV

при несимметричном расположении колес, КH = 1,4, и при 9-ой степени точности КHV = 1,2 , тогда вычисляется КН.

4.6. Проверяем расчетные напряжения при принятых размерах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки:

4.6.1. Контактное напряжение.

где КК - коэффициент для косозубой передачи, учитывающий повышение нагрузочной способности за счет увеличения длины контактных линий.

4.6.2. Напряжение изгиба.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружное усилие

Ft =

- радиальное усилие

Fp =

- осевое усилие

Fa =Ft tg

Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба

F – коэффициент формы зуба:

для шестерни при zV3 =

для колеса при zV4 =

Производим сравнительную оценку прочности и колеса:

- для шестерни

- для колеса

 Скачать реферат