Промышленность и производство

Исследование механизма пресса (стр. 4 из 4)

Допускаемое напряжение изгиба , соответствующее числу циклов 4^.10⁶

Для колеса

[s]_F₀₂ =1,03^.НВ_СР=1,03^.285=293,55 МПа

Для шестерни

[s]_F₀₁ =310 МПа при m<3мм

2.5.3 Межосевое расстояние

Межосевые расстояния рассчитываем по формуле:

где К_а- безразмерный коэффициент для косозубых колёс К_а=4300,

j_ba – коэффициент ширины венца колеса

j_ba=0,4 – принимаем в зависимости от положения колёс относительно опор при несимметричном положении.

К_HB – коэффициент концентрации нагрузки , принимают в зависимости от коэффициента j_ba

j_bd=0,5j_ba(U_m+1) – коэффициент ширины шестерни относительно диаметра .

j_bd=0,5^.0,4^.(4,7+1)=1,146

По таблице 7.7(3) К_HB=1,05

Округляем до стандартного значения из ряда 1 a_w=125мм

2.5.4 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина венца колеса

b₂_m=j_baa_w_T

b₂_m=0,4^.125=50 мм

2.5.5 Модуль передачи

К_m – вспомогательный коэффициент

К_m =5,8 – для косозубой передачи

Округляя, принимаем из первого ряда m_T=1,25 мм

2.5.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс

Принимаем 8

cos_b_min=cos 8

=0,9902

Суммарное число зубьев

Округляем в меньшую сторону до целого Z_S=198

Определяем действительные значения

b_m=8,11

cos b_m=cos 8,1

=0,99

tg b_m=tg8,1

=0,142

2.5.7 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

где Z₁_min=17cos³bдля косозубых колёс

Округляя в ближайшую сторону Z₁_min=35

Число зубьев колеса

Z₂=Z_S- Z₁

Z₂=198-35=163

2.5.8 Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа

2.5.9 Диаметры колёс

Делительные диаметры

шестерни

колеса

d₂_m=2a_w-d₁

d₂_m=2^.125-35,35=214,65 мм

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев d_f

шестерни d_a₁=d₁+2m

d_a₁=35,35+2^.1,25=39,85 мм

d_f1m=d₁+2,5m

d_f1m=35,35-2.5^.1,25=32,225 мм

колеса

d_a_2Т=d₂+2m

d_a_2Т=214,65+2^.1,25=219,15 мм

d_f₂_m=d₂-2,5m

d_f₂_m=214,65-2,5^.1,25=211,525 мм

Ширина венца колеса

b₂_T=j_bd^.d₁=1,146^.35,35=40,511 мм

Примем b₂_T=42 мм

Ширина венца шестерни

b₁= b₂+4=42+4=46 мм

2.5.10 Силы в зацеплении

Окружная

Радиальная

где стандартный угол a =20⁰

tga=0,364

Осевая

F_a=F_t tgb

F_aT=2427,208^.0,142=344,66 Н

2.5.11 Проверка зубьев колёс по напряжению и по контактным напряжениям

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса

Окружность вращения колеса

U=0,5^.w₂^.d₂

U₂_m=0,5^. 9,42^. 0,21465=1,011 м/с

В зависимости от окружной скорости вращения колёс по таб. 2.4(3) принимаем степень точности передач 9 , определяем K_FA=1

Коэффициент Y_Bвычисляем по формуле

Значение коэффициента K_FB принимаем по таб. 2.5.(3), после вычисляем

j_bd=0,5^.j_ba(U_T+1)

j_bd=0,5^.0,4^.(4,73+1)=1.146

Значение коэффициента K_F_В принимаем по таблице 2.5(3) K_F_В =1,3

Значение коэффициента K_FV для косозубых колёс при твёрдости зубьев £НВ350 принимают K_FV =1,2

Коэффициент формы зуба Y_F₂ принимают после вычисления Z_v₂

по таблице 2.6.(3) Y_F₂=3.61

что меньше [s₂]_F₂=293,55 МПа, следовательно, прочность на изгиб зубьев колёс обеспечена.

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни

где коэффициент Y_F₁ находим после вычисления Z_v₁

по табл. 2.6.(3) Y_F₁ =3,70

что меньше [s]_F₁=310МПа, следовательно, прочность на изгиб зубьев шестерни обеспечена.

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям расчётного контактного напряжения

где K_H

– коэффициент распределения нагрузки между зубьями , для косозубых колёс K_H =1,1, K_H – принимают по табл. 2.3(3) K_H =1,16, K_HV –коэффициент динамической нагрузки, который для косозубых колёс при твёрдости зубьев £ НВ 350, K_HV =1,05

что меньше [s]_H=655,65^. 10⁶ Па, следовательно, прочность колёс по контактным напряжениям обеспечена

Рис.10

4