Расчет открытой зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов.

Так как передача открытая и размеры ее не ограничены, принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную до средней твердости 350НВ предел прочности σ _В =750 МПа, предел текучести σ _Т =450 МПа при диаметре заготовки до 100 мм.

Для колеса – сталь 45-ХФА, термообработка – улучшение, твердость 450HВ, предел прочности σ _В =660 МПа, предел текучести σ _Т =300 МПа при диаметре заготовки до 350 мм.

2.2. Ресурс передачи по формуле:

2.3.Допускаемые напряжения изгиба по формуле:

2.4.Коэффициент долговечности по формуле:

здесь при μ _F=0,1- для среднего равновероятного режима (режим II).

q _F1 - показатель кривой усталости правой ветви (при N _FG =4·10⁶ < N _p1 = 0,12·10⁸)

,

где k = 2,0…2,1 – для улучшенных колес.

т.к. N _FG =4·10⁶ > N _p2 = 3·10⁶.

2.5. Предел выносливости при изгибе:

σ _{F lim3} = 1,75 HB_ср = = 612,5 МПа;

σ _{F lim4} = 1,75 HB_ср = = 787,5 МПа.

2.6. Тогда допускаемые напряжения будут:

где S _F = 1,7; Y _R = 1,2; Y _х = 1; Y _б = 1.

2.7. Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

Y _FS1 = 4,622 и Y _FS2 = 3,89 при z ₁ = 40 и z ₂ = 100

2.8. Расчетные коэффициенты: коэффициент ширины венца

при

2.9. Модуль зацепления

где К _М = 14 для прямозубых передач;

Принимаем m = 10(мм);

2. 10. Геометрические размеры цилиндрической прямозубой пары:

Для шестерни: коэффициент смещения х ₁ = 0,3; у = 0;

d _W1 = mz ₁ = 10Ч40 =400(мм);

d _а1 = d ₁ + (1+ x ₁ – у) m = 360+(1+0,3)10 =407,8 (мм);

d _f1 = d ₁ - 2(1,25- x ₁) m = 360- 2Ч(1,25-0,3)10 =387,6 (мм).

Для колеса: коэффициент смещения х ₂ = -0,3; у = 0;

d ₂ = mz₂=10Ч100 =1000 (мм);

d _а2 = d ₁+ 2(1+ x ₂ – у) m = 1000+2(1-0,3)10=1008,4 (мм);

d _f2 = d ₂ - 2(1,25- x ₂-0,2) m =900 - 2Ч(1,25-0,3-0,2)10 =991 (мм).

2.11. Межосевое расстояние:

a_ω=(d₁+d₂)/2=(400+1000)/2=700(мм);

принимаем: a_ω =700(мм).

Ширина венца колеса b ₂ = y _baЧ a _w = 0,25Ч700 =175(мм);

Ширина венца шестерни b ₁ = b ₂+4 = 175+4=179(мм).

2.12. Окружная скорость зубчатых колес по формуле:

2.13. Силы в зацеплении:

окружная:

F _t = 2 · 10³ (T ₂ / d ₁)= 2 · 10³ (11841/400) =59205 Н;

радиальная:

F _r = F _t · tg a = · tg 20⁰ =21548 Н;

2.14. Проверка зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба:

где F _tF = F _t - расчётное окружное усилие при расчёте методом эквивалентных циклов:

2.15. Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба по формуле:

где К _Fb =0,18+0,82 К _Hb⁰ = 1,64 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

К _Fa = К _Ha⁰ = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

К _FV=1,14- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепление до зоны резонанса.

Тогда напряжения изгиба в зубьях колеса

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

Условия прочности выполняются.

Дата добавления: 2015-08-05