Проверочный расчет на изгибную прочность при действии пиковой нагрузки

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба , при действии пикового момента не должно превышать допускаемое:

где – напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на выносливость.

Проверке подлежат зубья шестерни и колеса в отдельности.

9.14 Результаты проектного расчета представляют в виде табл. 9.3, используемой для оформления чертежей зубчатых колес.

Таблица 9.3

Параметры зубчатых колес

ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ОТКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ

И РЕЕЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

10.1 Открытые цилиндрические передачи выполняют только прямозубыми и применяют при v < 2 м/с. Степень точности их изготовления по нормам плавности контакта обычно 9-я (по ГОСТ 1643-81),

Основные размеры передач , , и определяют из расчета на контактную прочность. При расчете принимают допускаемые напряжения:

и .

При любой твердости рабочих поверхностей зубьев открытые передачи считают прирабатывающимися. Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение модуля рекомендуется принимать в 1,5...2 раза больший, чем для закрытых передач тех же размеров.

10.2 Исходные данные для расчета реечных прямозубых передач:

· – осевая сила на рейке (окружная сила на шестерне), Н;

· v – поступательная скорость движения рейки (окружная скорость шестерни), м/с;

· схема положения шестерни относительно опор.

Предварительное значение делительного диаметра шестерни, мм:

.

Определяют (см. п. 6.1) и (см. п. 8); = 0,4...0,6. Меньшее значение – при консольном положении шестерни относительно опор.

Модуль передачи, мм:

,

где определяют (см. п. 6.2) и (см. п. 8). Полученное значение m ' округляют до ближайшего большего (согласно ГОСТ 9563-60).

Число зубьев шестерни:

.

Если < 14, то надо увеличить до 14, а до или принять = < 14, при этом шестерню необходимо нарезать с положительным смещением инструмента (х > 0).

Делительный диаметр шестерни, мм:

.

Частота вращения шестерни, об/мин:

.
11 ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА СООСНЫХ РЕДУКТОРОВ

Межосевое расстояние редуктора определяют из расчета зубчатой передачи тихоходной ступени (см. п. 9). После чего определяют коэффициент ширины быстроходной ступени:

,

где = 410 – для косозубых и шевронных зубчатых колес, = 450 – для прямозубых;

– передаточное число быстроходной ступени;

– коэффициент нагрузки быстроходной ступени (можно принять равным тихоходной ступени);

– допускаемое напряжение для быстроходной ступени (см. в п. 6.1).

Если полученное значение меньше 0,2, то его следует принять равным 0,2.

Расчет остальных параметров быстроходной ступени согласно п. 9 «Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи».