Расчёт закрытой косозубой зубчатой передачи

2.1 Выбор марки материала, назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений.

2.1.1 Используя таблицу П21 и П28, назначаем для изготовления зубчатых колёс сталь45 с термической обработкой

· нормализация - для колеса

· улучшение - для шестерни.

2.1.2 Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам

σ_нр= σ_нр^о·k_HL,

где σ_нр^о- допускаемое контактное напряжение, МПа

σ_Fp= σ_Fp⁰·k_FL,

где σ_Fp⁰-допустимое напряжение при расчёте на выносливость зубьев при изгибе, МПа

По таблице П28 для стали45, нормализация, HB 180…200

σ_нр^о=420МПа,

N_НО=10⁷,

σ_Fp⁰=110 МПа- для реверсивной передачи,

N_FО=4·10⁶- для колеса, улучшение НВ240…280

σ_нр^о=600 МПа,

N_НО=1,5·10⁷ ,

σ_Fp⁰=130 МПа- для реверсивной предачи,

N_FО=4·10^{6 -} для шестерни.

2.1.4 Назначаем ресурс передачи

t_ч≥10⁴ часов

по формуле

N_НЕ=N_FE=60·t_ч·n,

находим число циклов перемены напряжений

N_НЕ= N_FE=60·t_ч·n₂≥60·10⁴·142=8, 52·10^7,

Так как N_НЕ>N_НО и N_FE> N_FО, то значения коэффициентов долговечности вычисляем по формулам

k_HL ,

k_FL ,

k_HL=1 и k_FL=1

Итак, допускаемые напряжения σ^II, МПа

для колеса

σ^II_нр= σ_нр^о·k_HL,

σ^II_нр =420·1=420,

σ^II_Fр= σ_Fp⁰· k_FL,

σ^II_Fр =110·1=110,

для шестерни

σ^I_нр= σ_нр^о·k_HL,

σ^I_нр=600·1=600,

σ^I_Fр= σ_Fp⁰·k_FL,

σ^I_Fр=130·1=130.

2.2 Определение параметров передачи

2.2.1 Параметры закрытых зубчатых передач начинают определять с вычисления межосевого расстояния а_ω, мм, по формуле

а_ω≥ k_а(U₂+1)

где k_а=4300- для стальных косозубых колёс

ψ_ва - коэффициент ширины колеса ψ_ва=0,2…0,8, принимаем ψ_ва=0,4 получаем

ψ_вd=0,5·ψ_ва· (U₂+1),

ψ_ва =0,5·0,4(5+1)=1,2,

k_Нβ- определяем по таблице П25

k_Нβ=1,06

Итак

а_ω≥4300(5+1) =0,106,

По СТСЭВ 229-75 принимаем а_ω =112.

2.2.2 По эмпирическому соотношению

m_n=(0,01…0,02) а_ω,

определяем нормальный модуль m_n, мм

m_n=(0,01…0,02)112= (1,12…2,24),

По СТСЭВ 310-76 принимаем m_n=1,5.

2.2.3 Назначаем угол наклона линии зуба β и находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений β=8⁰…20⁰ принимаем β=15⁰.Используя формулу

,

получаем

z₁=

z₁=

принимаем z₁=24, тогда

z₂=U·z_1,

z₂=5·24=120,

принимаем z₂=120.

2.2.4 Уточняем передаточное число, U, частоту вращения n, мин^-1 , угловую скорость ω, рад/с, тихоходного вала (ведомого) и угол наклона линии зуба

U=

U= стандартное,

n₂=

n₂=

ω₂=

ω₂= ,

Из формулы

а_ω= ,

получаем

cosβ=

cosβ=

β=15⁰ 24.

2.2.5 Определяем размер окружного модуля

Вычисленное значение m_t с таблицы П23 не согласуется и, конечно, не округляется.

2.2.6 Находим делительные диаметры, d, мм, диаметры вершин зубьев d_a, мм, и впадин d_f, мм, шестерни и колеса

d₁=m_t·z₁,

d₁=1,5555·24=37,332,

d_a1=d₁+2m_n,

d_a1=37,332+2·1,5=40, 332,

d_f1=d₁-2.5m_n,

d_f1=37,332-2,5·1,5=33,582,

d₂=m_t·z₂,

d₂=1,5555·129=186, 66,

d_a2=d₂+2m_n,

d_a2=186, 66+2·1,5=189,66,

d_f2=d₂-2.5m_n,

d_f2=189,66-2.5·1,5=182,91.

2.2.7 По формуле уточняем межосевое расстояние а_ω, мм

а_ω= ,

а_ω= .

2.2.8 Определяем ширину венца зубчатых колес b, мм

b= ψ_ва·а_ω,

b =0.4·112=45,

принимаем

b₂=45 -для колеса,

b₁=47 -для шестерни.

Дата добавления: 2015-08-09