Расчет цилиндрической косозубой закрытой передачи.

Расчет зубчатой передачи

Расчет цилиндрической косозубой закрытой передачи.

Исходные данные:

Н·м Н·м

кВт кВт

2.1.1 Выбираем марку материала шестерни и колеса.

Шестерня - сталь 40х [3, табл. 8.8]

Твердость поверхности: 55HRC

Твердость сердцевины: 30 HRC

=800 МПа – предел текучести

=1000 МПа – предел прочности

термообработка: азотирование.

Колесо – сталь 40х

Твердость: HB₂=230 HB

Назначаем термообработку – улучшение первого рода.

=550 МПа

=850 МПа

2.1.2 Определяем допускаемые напряжения для материалов колеса и шестерни.

а) Допускаемые контактные напряжения

, (2.1.1)

где - допустимое контактное напряжение для материала шестерни

- допускаемое контактное напряжение для материала колеса

- меньшее из и

Для косозубых передач: (2.1.2)

- предел выносливости при нулевом цикле

- коэффициент безопасности [3, табл. 8.9]

- коэффициент долговечности

Если передача работает длительно, то [3]

Для шестерни:

МПа

Для колеса: [3, табл. 8.9]

МПа

Принимаем: МПа

, тогда

б) Допускаемые напряжения изгиба

, (2.1.3)

где - предел выносливости при изгибе

шестерня: ₁=650МПа [3, табл. 8.9]

₁=1.75

[σ_F]₁=371.43МПа

колесо: ₂=1.8HB₂ [3]

₂=1.75

[σ_F]₂=246,86МПа

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

- коэффициент запаса прочности

K_FL-коэффициент долговечности

=1

2.1.3 Определяем межосевое расстояние передачи

, (2.1.4)

где u-передаточное число

Т₂-крутящий момент на валу колеса

— коэффициент концентрации нагрузки; = 1,06 [3, стр. 130]

— коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

= 0,4 [3, табл. 8.4]

[3, стр. 179]

Находим - коэффициент ширины колеса относительно его диаметра, чтобы определить

(2.1.5)

Принимаем межосевое расстояние [3, стр. 136]

2.1.4 Определяем ширину колеса

(2.1.6)

где — межосевое расстояние.

2.1.5 Определяем нормальный модуль передачи

, (2.1.7)

где [3, с. 137, таб. 8.5]

Принимаем нормальный модуль передачи; [3, с.116]

2.1.6 Определяем угол наклона зубьев

(2.1.8)

Где - коэффициент осевого перекрытия

[3, с.146 ] Принимаем

2.1.7 Определяем число зубьев шестерни и колеса.

Находим торцевой модуль: (2.1.9)

Находим общее число зубьев шестерни и колеса

, (2.1.10)

, (2.1.11)

где — суммарное число зубьев

, (2.1.12)

где — число зубьев шестерни;

— число зубьев колеса

2.1.8 Уточним значение угла наклона зубьев по межосевому расстоянию

(2.1.13)

2.1.9. Уточним значение торцевого модуля и определяем диаметры (делительные впадин и выступов для шестерни и колеса)

(2.1.14)

(2.1.15)

(2.1.16)

(2.1.17)

2.1.10. Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям

(2.1.18)

где — коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям;

(2.1.19)

где -коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев

-коэффициент торцевого перекрытия

= (2.1.20)

=

Определить окружную скорость:

(2.1.21)

По V и 9-ой степени точности (табл. 8.2.) получаем

=1,13 [3, табл. 8.7. c.149]

В нашем случае принимаем:

Sin2L=0.6428

(2.1.22)

[3, таб..8.3]

[3, рис. 8.15]

МПа

Определим отклонение:

(2.1.23)

3.9 Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

(2.1.24)

где — коэффициент формы зуба

— окружная сила

— коэффициент расчетной нагрузки

— коэффициент повышения прочности косозубых передач по направлениям изгиба

(2.1.25)

где — коэффициент неравномерности одновременно зацепляющихся пар зубьев

— коэффициент, учитывающий влияние наклона контактной линии к основанию зуба

По и 9-ой степени точности определяем [3, стр. 149]

(2.1.26)

(2.1.27)

H

— коэффициент расчетной нагрузки;

(2.1.28)

где — коэффициент концентрации нагрузки;

[3, c.129]

— коэффициент динамической нагрузки;

[3, c.132]

Определим эквивалентное число зубьев шестерни и колеса для нахождения и

(2.1.29)

Тогда [3, стр. 140]

Составляем соотношение

> >

3.10 Определяем силы, действующие в зацеплении

-радикальная сила

- осевая сила

- нормальная сила

Дата добавления: 2015-09-02