- •«Расчёт и проектирование зубчато-ременного привода»
- •Харьков 2011
- •1. Выбор электродвигателя
- •2. Расчет ременной передачи
- •3. Расчет зубчатой передачи
- •3.1. Выбор материала и расчет допустимых напряжений.
- •3.2 Проектный расчет зубчатой передачи.
- •3.3. Геометрический расчет зубчатой передачи.
- •3.4. Проверочный расчет зубчатой передачи
- •Литература
3. 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 |
1 |
Марка стали |
Сталь 40Х |
Сталь 45 |
2 |
Твердость сердцевины |
245 НВ |
200HB |
3 |
Твердость поверхности |
58HRC |
50HRC |
4 |
Термообработка |
Закалка ТВЧ |
Нормализация |
5 |
|
800 Мпа |
450 МПа |
6 |
|
1000 МПА |
750 МПа |
3.1.2. Определяю допустимые напряжения изгиба для шестерни
=343 МПа
=600 МПа -предел выносливости материала (отвечает 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
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 нагрузки 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 допустимые контактные напряжения для колеса:
=372 Мпа
SH2=1.2; ZR=0.95; KHL2=1.0; Zv=1.0;
3.1.8. Допустимые контактные напряжения
Принимаем Мпа
3.2 Проектный расчет зубчатой передачи.
3.2.1 Исходные данные берем из таблицы №1 столбец «Вал І»
N1 = 1,98 кВт; n1 = 520 об/мин; T1 = 34,9 Hм; = 4,0 .
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 ZM=275 МПа1/2 – коэффициент, который учитывает механические свойства материала:
3.2.8 ZH=1,76cos =1,76 – коэффициент, который учитывает форму сопрягаемых колес.
3.2.9 Принимаем количество зубъев шестерни Z1=21, тогда Z2=Z1UЗ=84 принимаем Z2=85
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
Определяю ширину венца мм
В результате проведения проектировочного расчета получаем:
Z1 = 21 m = 2,5 мм Z2 = 85 b = 55 мм