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

1. Используя табл. П21 и П28 назначаем для изготовление зубчатых колёс сталь 45 с термической обработкой: нормализация – для колеса, улучшение – для шестерни.

2. Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев. По табл. П28, Для стали 45, нормализация, НВ180…220: s^о_НР =420 МПа, N_Н =10⁷, s^о_FР = 110 МПа,

для реверсивной передачи, N_F = 4 × 10⁶ для колеса;

улучшение, НВ180…220: s^о_НР = 420 МПа, N_Н = 1,5 × 10⁷, s^о_FР = 130 МПа для реверсивной передачи, N_F = 4 × 10⁶ для шестерни.

Назначая ресурс передачи t_ч ³ 10⁴ ч, нахожу число циклов перемены напряжений

N_HE = N_FE =60 t_чn₂ ³ 60 × 10⁴ × 200 = 12 × 10⁷.

1.1. Так как N_HE > N_Н и N_FE > N_F, то значение коэффициентов долговечности K_HL = 1 и K_FL = 1.

1.2. Итак допускаемые напряжения:

1.3. для колеса:

s^II_HP = s^o_HP K_HL = 420 × 1 = 420 МПа,

s^II_FP = s^o_FP K_FL = 110 × 1 = 110 МПа.

1.4. для шестерни:

s^I_HP = s^o_HP K_HL = 600 × 1 = 600 МПа,

s^I_FP = s^o_FP K_FL = 130 × 1 = 130 МПа.

3 Определение параметров передачи.

1. Параметры закрытых зубчатых передач начинают определять с вычисления межосевого расстояния: К_a = 4300 – для стальных косозубых колёс (см. табл. П22); коэффициенты ширины колеса Y_ba = 0,2…0,8. Принимая Y_ba = 0,4, получаем:

Y_bd = 0,5 Y_ba (u + 1) = 0,5 × 0,4 (4,85 + 1) = 1,17.

По табл. П25 К_Нb» 1,05.

Ö  

Ö  

Итак,

4,85 × 0,4 (420 × 10⁶)²  

1,05 × 105  

К_НbТ₁  

uy_ba s²_HP  

а_w ³ К_а(u +1) = 4300 (4,85 + 1)

Ö  

=252× 10² 0,32 × 10^-15 = 0,172 м.

Принимаем а_w = 180 мм.

2. По эмпирическому соотношению определяю нормальный модуль:

m_n = (0,01…0,02) а_w = (0,01…0,02) 180 = (1,8..3,6) мм.

2. Принимаю m_n = 2,3 мм.

3. Назначаю угол наклона линии зуба b и находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений b = 8…20^о принимаю b = 15^о.Получаю:

2а_w cosb  

2 × 180 × cos 15^о

[2, 3 (4, 85 + 1)]

[m_n (u + 1)]

z₁ = = = 25,8

принимаю z₁ = 26. Тогда

z₂ = u z₁ = 4,85 × 26 =126,1

принимаю z₂ = 126.

4. Уточняю передаточное число, частоту вращения, угловую скорость тихоходного (ведомого) вала

z₂  

z₁

u = 4,85

n₁  

u

4,85  

n₂ = 200 мин^-1

pn₂  

p × 200  

w₂ = = = =20,9 рад/с.

Из формулы а_w = m_n z₁ (u + 1) / (2 cos b) получаю

2,3 × 26 (4,85 + 1)  

2 × 180  

m_n z₁ (u + 1)  

2 а_w  

cos b = = = 0,97175

(значение косинуса угла наклона линии зуба, следует вычислять с точностью до пяти знаков) и b = 13^о50'51”.

5. Определяю размер окружного модуля:

2,3  

2,3  

m_n  

0,97175

cos 13^o 21'  

cos b  

m_t = = = = 2,37мм

Вычисленное значение m_t с табл. 23 не согласуется и, конечно, не округляется.

6. Нахожу делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса:

d₁ = m_t z₁ = 2,37 × 26 = 62 мм;

d_a1=d₁+2m_n=62 +2×2,3 = 67 мм;

d_f1=d₁–2,5m_n=62 –2,5×2,3 = 56 мм;

d₂ = m_t z₂ = 2,37 × 126 =298 мм; d_a2=d₂+2m_n=298 + 2 × 2,3 = 302,6 мм; d_f2=d₂–2,5m_n=298 –2,5×2,3 = 292,3 мм;  

7. Уточняю межосевое расстояние:

(d₁ + d₂)

62 +298  

а_w = = = 180,00 мм.

8. Определяю ширину венца зубчатых колёс:

b = y_a a_w = 0,4 × 180 = 72 мм;

принимаю b₂ = 72 мм для колеса и b₁ = 75 мм для шестерни.

---

Дата добавления: 2015-08-13