«Сервис транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный транспорт)» (стр. 6 из 11)
N
– действительное число нагрузки ;N
– базовое число нагрузки.Допускаемое напряжение изгиба
где
– предел выносливости зубьев при изгибе:при нормализации или улучшении
при закалке ТВЧ по контуру
в МПа = 600; 
= 1,7...2,2 – коэффициент безопасности; 
– коэффициент долговечности; при длительной работе = 1,0; 
– коэффициент приложения нагрузки; при нереверсивной работе передачи 
= 0,7...0,8.Червяки современных передач изготавливают из углеродистых или легированных сталей, витки термообрабатывают до твердости HRC > 45 с последующим шлифованием.
Червячные колеса при скорости скольжения зубьев
≤ 5 м/с изготавливают из безоловянистых бронз типа Бр АЖ-4, при ≥ 5 м/с применяют оловянистые бронзы типа Бр ОФ10-1, ОНФ.
Допускаемые контактные напряжения для оловянистых бронз
где
– предел прочности, МПа.Для бронзы БрАЖ9-4
При проектном расчете
где
– частота вращения червяка, мин-1; 
– крутящий момент на червячном колесе, Н•м.Допускаемые напряжения изгиба
где
– предел текучести, МПа (по таблице 1).Таблица 1 – Механические характеристики бронз
| Материал | Способ отливки | Механические | |
| , МПа |  , МПа | ||
| БрОФЮ-1 | В песок | 120 | 200 |
| БрОФЮ-1 | В кокиль | 150 | 260 |
| БрОНФ | Центробежный | 170 | 290 |
| БрАЖ9-4 | В песок | 200 | 400 |
6.3 Расчет зубчатых, червячных передач редуктора на прочность. Основные
геометрические параметры зацеплений
Все расчеты на прочность обязательно сопровождать расчетными схемами.
Расчет на прочность зубьев цилиндрических передач стандартизован
ГОСТ 21354-75. Во всех учебных пособиях по курсовому проектированию имеются
примеры расчета различных типов передач.
Расчет редуктора начинается с тихоходной ступени, так как она более нагружена и имеет большие габариты. При проектном расчете определяют межосевое расстояние из расчета условия контактной прочности:
где
– безразмерный коэффициент:для прямозубых передач
= 490,для косозубых
= 430; 
– передаточное число рассчитываемой пары; – крутящий момент на колесе, Н•м; 
– коэффициент ширины венца зубчатого колеса (принимают в зависимости от расположения его относительно опор 
= 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5); 
– коэффициент концентрации нагрузки, принимают =1,2.Значение
(мм) можно округлить до ближайшего стандартного =...100; 125; 160; 200; 250; 315; 400... .Далее определяются делительные диаметры шестерни
и колеса 
.Рассчитывают модуль и округляют до стандартного значения
= ...1,5; 2; 2,5; 3; 4; 4,5; 5; 6и определяется число зубьев шестерни и колеса
где
– угол наклона зубьев, 
= 8…18°, для прямозубой передачи = 0.Если фактическое межосевое расстояние не совпадает с принятым стандартным, то его значение можно привести к стандартному путем изменения угла наклона зубьев в косозубой передаче
В прямозубых передачах этого можно достичь путем варьирования числа зубьев и модуля, либо путем проектирования передачи со смещением. После определения ширины зубчатых колес, диаметров вершин и впадин, производится проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
В конических передачах проектный расчет начинается с определения внешнего делительного диаметра конического колеса
где
– коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния,
< 0,3. Рекомендуется = 0,285; 
– приведенный модуль упругости материала. Для стальных зубчатых колес = 
МПа.Далее определяются все геометрические параметры передачи и производится проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
Проектный расчет червячных передач начинается с определения межосевого расстояния
где
– число зубьев червячного колеса; 
– коэффициент диаметра червяка, 
= 6,3; 8,0; 10,0; 12,5; 16; 
– делительный диаметр червяка; 
– модуль; 
– коэффициент нагрузки, = 1,1…1,3; 
– крутящий момент на червячном колесе, Н•м;Далее определяются все геометрические параметры передачи и производится проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
6.4 Силы, действующие в зубчатом зацеплении
Этот раздел начинается с расчета сил, возникающих в зацеплении (окружные, радиальные, осевые), и сил от внешних механизмов (муфт, цепных, ременных передач), затем необходимо начертить схему редуктора в двух проекциях или аксонометрии, на них показать направления вращения валов и направление крутящих моментов и сил, действующих на зубья передачи. Наклон зубьев следует принимать таким, чтобы на промежуточном валу осевые силы были направлены в разные стороны.