Расчет зубчатой передачи

3.1. Выбор материала и расчет допустимых напряжений.

3.1.1 По таблице 3.12 [1] выбираем характеристики материала. Твердость колеса должна быть на 30-40 единиц НВ меньше твердости шестерни.

№	Параметры	Шестерня	Колесо
	Марка стали	Сталь 40Х	Сталь 45
	Твердость сердцевины	245 НВ	200HB
	Твердость поверхности	58HRC	50HRC
	Термообработка	Закалка ТВЧ	Нормализация
		800 Мпа	450 МПа
		1000 МПА	750 МПа

3.1.2. Определяю допустимые напряжения изгиба для шестерни

=343 МПа

=600 МПа -предел выносливости материала (соответствует базовому количеству циклов нагружения)

- Коэффициент безопасности

- Коэффициент, который учитывает способ получения заготовки

- Коэффициент, который учитывает обработку переходной кривой

- Коэффициент чувствительности материала к концентраторам напряжений

– Коэффициент, который учитывает характер приложения нагрузки. При отсутствии реверса =1,0

=1,0 - Коэффициент долговечности

3.1.3. Определяю допустимые напряжения изгиба для колеса.

=206 МПа

3.1.4. Определяю допустимые напряжения изгиба для шестерни при действии максимальных усилий.

МПа

S _FM1 =1.75 – запас прочности.

3.1.5. Определяю допустимые нагрузки для колеса при действии максимального усилия:

МПа

= 4.8НВ=960 Мпа S _FM1=S _FM2=1.75

3.1.6. Определяю допустимые контактные напряжения для шестерни:

=978 МПа

=17HRC+200 = 1186 МПа- предел контактной выносливости материала

- коэффициент долговечности

- коэффициент безопасности

- коэффициент, который учитывает шероховатость поверхности

- коэффициент, который учитывает окружную скорость передачи.

3.1.7. Определяю допускаемые контактные напряжения для колеса:

=372 Мпа

S_H2=1.2; Z_R=0.95; K_HL2=1.0; Z_v=1.0;

3.1.8. Принимаем допускаемые контактные напряжения

Принимаем Мпа

3.2 Проектный цилиндрической зубчатой передачи.

3.2.1 Исходные данные берем из таблицы №1 столбец «Вал І»

N₁ = 2,58 кВт; n₁ = 585,7 об/мин; T₁ = 42,06 H×м; = 4,5.

3.2.2 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

3.2.3 Определяю ориентировочно окружную скорость:

м/с

3.2.4 Принимаю коэффициент ширины венца

3.2.5 Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, берется по рисунку 3.14 [1]

3.2.6 – коэффициент динамичности, определяется по таблице 3.16 методом

интерполяции

3.2.7 Z_M=275 МПа^1/2 – коэффициент, который учитывает механические свойства материала (сталь);

3.2.8 Z_H=1,76×cos =1,76 – коэффициент, который учитывает форму сопрягаемых колес.

3.2.9 Принимаем количество зубъев шестерни Z₁=21, тогда Z₂=Z₁×U_З=94,5 принимаем Z₂=95.

3.2.10 - коэффициент, который учитывает суммарную длину контактных линий

3.2.11 Определяю приближенное значение коэффициента торцового перекрытия В первом приближении

3.2.12 Подставляю полученные значения в исходную формулу и определяю минимальный диаметр начальной окружности шестерни:

3.2.11. Определяю модуль зацепления в первом приближении:

Полученный результат округляю в большую сторону к ближайшему стандартному значению по табл. 9 [ 1 ], m=2.5 мм

3.2.12 мм

Определяю ширину венца мм. Принимаю 68 мм

В результате проведения проектировочного расчета получаем:

Z₁ = 21 Z₂ = 95 m = 2.5 мм b = 68 мм

3.3. Геометрический расчет зубчатой передачи.

3.3.1 Определяю делительный угол профиля в торцовом сечении:

3.3.2 Определяю угол зацепления передачи:

,

Принимаю X₁ = X₂ =0, то есть коррекция зубчатой пары отсутствуюет

3.3.3 Определяю межосевое расстояние:

мм

3.3.4 Вычисляю делительные диаметры шестерни и колеса:

мм мм

3.3.5 Вычисляем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

мм

мм

3.3.6 Вычисляю диаметры основных диаметров шестерни и колеса

мм мм

3.3.7 Вычисляем диаметры окружностей впадин шестерни и колеса

3.3.8. Угол профиля зуба в точках на окркжностях вершин:

3.3.9 Вычисляем составные коэффициента торцового перекрытия:

3.3.10 Определяю коэффициент торцового перекрытия 13

3.3.11 Осевой шаг перекрытия равняется

3.3.12 Определяю коэффициент осевого перекрытия

3.3.13 Суммарный коэффициент перекрытия 13

3.3.14 Эквивалентные числа зубьев передачи

3.3.15 Определяю окружную скорость передачи м/с

3.4. Проверочный расчет зубчатой передачи

3.4.1. Проверочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость

В основу расчета положенная зависимость:

МПа

где: Z_M = 275 МПа^1/2 Z_H = 1,76

МПа

Условие прочности выполняется.

3.4.2 Проверка цилиндрической зубчатой пары на выносливость при изгибе.

В основу расчета положенная зависимость:

i =1,2

где К_A =1.0 - коэффициент режима работы

– коэффициент распределения нагрузки между зубьями при изгибе

- коэффициент распределения нагрузка по ширине венца при изгибе. Определяется по рис. 3.14(д), стр. 73 [1] для шестой схемы в зависимости от

– коэффициент динамичности при изгибе по табл. 3.16 [1]

– коэффициент формы зуба

– коэффициент формы зуба

– коэффициент, который учитывает угол наклона зубьев

коэффициент, который учитывает перекрытие зубьев

- окружная сила на делительной окружности

Все составу подставляю в исходную формулу и нахожу:

МПа МПа

МПа МПа

Условие прочности выполняется.

3.4.3 Проверочный расчет зубчатой пары на прочность, при действии максимальной нагрузки.

Все составу подставляю в исходную формулу и нахожу:

МПа МПа

МПа МПа

Условие прочности выполняется.

Дата добавления: 2015-06-28