Материал: Расчет и проектирование механизмов радиоэлектронных средств. Андреев И.В

где fo – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базе испытаний; [Sf] – допускаемый коэффициент безопасности, равный [Sf]=1,75 для колес, изготовленных из подковок и штамповок, [Sf]=2,3 из литых заготовок; KfC – коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки, KfC=1 при одностороннем приложении нагрузки (передача не реверсная) и KfC=0,7 0,8 при двустороннем приложении нагрузки (передача реверсная);

пределах 1 Kfl 1,63; при длительно работающей передаче выбирают Kfl=1. Пределы контактной и изгибной выносливости зубьев определяют из

Расчет на прочность начинают с выбора материала, условий термообработки и способов изготовления колес, а затем находят [ H1],[ H2], [ f1] [ f2], задаваясь наименьшим [ H] и [ f]

определяют aw и m. Далее, округляя эти значения до стандартных awc и mc рассчитывают и проверяют условия прочности (77) и (80) для стандартных awc и mc. Если условия прочности выполняются, то расчет закончен, если не выполняется, то изменяют материал и условия термообработки. Допускаемые контактные напряжения для колес, изготовленных

При проверочном расчете конических прямозубых передач сначала определяют внешний делительный диаметр колеса по формуле /7/:

Значения d12 регламентированы ГОСТ 12289-76. При известном d12 формула проверочного расчета прямозубых конических передач на контактную прочность имеет вид:

где [ H] и H – допустимое и расчетное контактное напряжения, Н/мм2; T2 – крутящий момент Н мм, d12 – мм. Коэффициент динамической нагрузки при

где vf – коэффициент вида конических колес, для прямозубых колес vf=0,85; Kr=1,0 для колес с прямыми зубьями; b – ширина зубчатого венца.

Полученное значение m можно округлить до стандартного. Затем определяется эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

и для них находится коэффициент формы зуба Yf1 и Yf2 (табл.

4).

5.4. Расчет на прочность червячных передач

Расчет на контактную прочность зубьев червячного колеса проводят по аналогии с расчетом зубчатых передач по формуле (72), в которой величина нормальной нагрузки q на единицу длинны контактных линий колеса и червяка равна:

В осевом сечении витка червяка имеют профиль прямобочной рейки с радиусом кривизны r1= , поэтому приведенный радиус кривизны rпр червячной пары равен кривизны профиля червячного колеса в полюсе зацепления:

Приведенный модуль упругости Епр=2Е1 Е2/ Е1+Е2, где Е1=2,1 105 Мпа – модуль упругости стального колеса и

Е2=0,98 105 Мпа – модуль упругости бронзового колеса. В связи с этим приведенный модуль равен Епр=1,33 105 Мпа, принимая коэффициент Пуассона равным 12=0,3. Подставив выражения для q, rпр, Eпр в формулу (72) после преобразования получают формулу проверочного расчета на контактную прочность /7/;

где KH=K KV, величина К – коэффициент концентрации нагрузки, близкой к единице К 1,0; КV – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости червячного колеса V2. Окружную скорость V2 рассчитывают по формуле:

где n1 – частота вращения червяка; U – передаточное число; d2 – делительный диаметр колеса. Для окружной скорости червячного колеса V2 3 м/с принимают КV=1, а при V2>3 м/с принимают КV=1,1 1,3. Далее определяют прочность зубьев червячного колеса на изгиб:

где коэффициент формы зуба Yf2 выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса zv2=z2/cos3 :

где [ H0] =0,9b – допускаемое контактное напряжение при числе циклов перемены напряжений NH=107; b – предел прочности бронзы при растяжении; Cv – коэффициент износа зубьев колеса

если N2>25 107, то KHl=0,67. Обычно при полном ресурсе службы t=20000 г. n1 100 об/мин, KHl=0,76. Допускаемые