3 расчет цилиндрической зубчатой передачи

3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем материалы зубчатых колес:

- материал шестерни: Сталь 45,

- материал зубчатого колеса: Сталь 35.

Вид упрочняющей термической или химико-термической обработки:

- материала шестерни: закалка

- материала колеса: нормализация

Твердость поверхностных объемов материала:

- шестерни: 46 HRC, - колеса: HB 187.

Предел выносливости выбранных материалов при базовом числе циклов воздействия напряжений до контактного разрушения:

- материала шестерни:

=18×(HRC)+150,

=18×46+150=978 МПа.

- материала зубчатого колеса:

=2×(HB)+70,

=2×187+70=444 МПа.

Базовое число циклов нагружения при действующих напряжениях, равных до возникновения контактных разрушений:

- материала шестерни: = 70 млн циклов,

- материала зубчатого колеса: = 10 млн циклов.

Эквивалентное число циклов воздействия контактных напряжений за время работы передачи:

- для шестерни: = 334,46 млн циклов;

- для зубчатого колеса: = 148,64 млн циклов.

Коэффициент долговечности:

- шестерни:

,

= .

- колеса:

= .

Коэффициент безопасности S_Н = 1,15.

Допускаемое контактное напряжение в зацеплении зубьев:

- шестерни: 850,43 МПа,

- колеса: = 386,09 МПа.

Твердость внутренних объемов материала (сердцевины):

- колеса HB 187, - шестерни HB 260.

Крутящий момент на валу шестерни: T ₁ = 151,45 Н·м.

Коэффициента ширины венца шестерни: = 0,4.

Коэффициент неравномерности контактной нагрузки: = 1,17.

Межосевое расстояние:

Расчетное значение межосевого расстояния а_w корректируем в соответствии с рекомендованными значениями ГОСТ: а_w = 180 мм Модуль зацепления ориентировочно принимаем:

m = 0,015 × а_w,

m = 0,015 × 180 = 2,7 мм.

Скорректируем параметр m по стандарту: m = 2,75 мм.

Суммарное число зубьев передачи:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_Σ – Z₁,

Z₂ = 131 – 40= 91.

Фактическое передаточное число:

Диаметры делительных окружностей:

- шестерни: d₁ = m × Z₁,

d₁ = 2,75 × 40 = 110 мм,

- зубчатого колеса: d₂ = m × Z₂,

d₂ = 2,75 × 91 = 250,25 мм.

Диаметры окружностей вершин:

- шестерни: ,

= 110 + 2 × 2,75 = 115,5 мм,

- зубчатого колеса: ,

= 250,25 + 2 × 2,75 = 255,75 мм.

Диаметры окружностей впадин:

- шестерни: ,

= 110 – 2,5 × 2,75 = 103,125 мм.

- зубчатого колеса: ,

= 250,25 – 2,5 × 2,75 = 243,375 мм.

Ширина венца:

- зубчатого колеса: ,

= 0,4 × 110 = 44 мм.

- шестерни: b₁= 1,12× b₂,

b₁ = 1,12 × 44 = 50 мм.

Фактическая окружная скорость в зацеплении:

Принимаем решение о виде передачи. В соответствии с величиной окружной скорости передача прямозубая.

Принимаем 7 степень точности изго­товления зубчатых колес.

Рассчитаем окружную силу:

Коэффициент внутренней динамической нагрузки: = 1,05

Рассчитаем фактическое значение контактных напряжений:

Оценим выполнение условия прочности по контактным напряжениям:

437,37 > 386,09

Принимаем решение о корректировки межосевого расстояния.

Примем a_w = 200 мм

Модуль зацепления ориентировочно принимаем:

m = 0,015 × а_w,

m = 0,015 × 200 = 3 мм.

Скорректируем параметр m по стандарту: m = 3 мм

Суммарное число зубьев передачи:

Число зубьев:

- шестерни:

- колеса:

Z₂ = Z_Σ – Z₁,

Z₂ = 133 – 41= 92.

Фактическое передаточное число:

Диаметры делительных окружностей:

d₁ = m× Z₁, d₂ = m× Z₂,

d₁ = 3 × 41 = 123 мм. d₂ = 3 × 92 = 276 мм.

Диаметры окружностей вершин:

- шестерни: ,

= 123 + 2 × 3 = 129 мм.

- зубчатого колеса: ,

= 276 + 2×3 = 282 мм.

Диаметры окружностей впадин:

- шестерни: ,

= 123 – 2,5 × 3 = 115,5 мм.

- зубчатого колеса: ,

= 276 – 2,5 × 3 = 268,5 мм.

Ширина венца:

- зубчатого колеса: ,

= 0,4 × 123 = 50 мм.

- шестерни: b₁= 1,12× b₂,

b₁ = 1,12 × 50 = 56 мм.

Фактическая окружная скорость в зацеплении:

Принимаем решение о виде передачи. В соответствии с величиной окружной скорости передача прямозубая.

Принимаем 7 степень точности изго­товления зубчатых колес.

Рассчитаем окружную силу:

Коэффициент внутренней динамической нагрузки: = 1,05.

Рассчитаем фактическое значение контактных напряжений:

Оценим выполнение условия прочности по контактным напряжениям:

367,53 > 386,09

Определим степень снижения фактических контактных напряжений относительно допускаемых:

Δσ _H =

Δσ _H = %

Так, как условие выполняется, значит, принимаем решение о том дальнейшая корректировка контактных напряжений и проведение повторного расчета не нужны.

Таблица 3.1 Расчетные значения основных параметров передачи

β = 0 =200 мм m = 3 мм Z1 =41 Z2=92 d1=123 мм d2=276 мм

129 мм 282 мм 115,5 мм 268,5 мм b1=56 мм 50 мм Δσ H=4,81 %

Дата добавления: 2015-08-29