Расчет зубчатой передачи

1. Выбор материалов зубчатых колес

Шестерня:

Материал — Сталь 45;

Термическая обработка — улучшение;

Твердость поверхности зуба — 269-302HB;

Колесо:

Материал — Сталь 45;

Термическая обработка — улучшение;

Твердость поверхности зуба — 235-262HB;

2. Определение допускаемых напряжений

2.1 Допускаемые контактные напряжения

_HPj=

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_Hlimj предел контактной выносливости (табл.5 [1]),

_Hlim1 = 641 МПа

_Hlim2= 567 МПа

S_Hj коэффициент безопасности (табл.5 [1]),

S_H1= 1,1

S_H2=1,1

K_HLj- коэффициент долговечности;

K_HLj = 1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.4 [1]),

N_H01=

N_H02 =

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл.6 [1] в зависимости от режима нагружения: _h =0,5

Суммарное время работы передачи в часах

t_h= 365×L×24×K_г×К_с×ПВ,

где K_г – коэффициент использования передачи в течение года;

K_с – коэффициент использования передачи в течение суток;

L – срок службы передачи в годах;

ПВ – продолжительность включения;

K_г= 0,5 K_с= 0,7 L= 4 ПВ= 25% t_h=3066

Суммарное число циклов нагружения:

N_j = 60×n_j×c×t_h,

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j– частота вращения j-го колеса, n₁=719,25 мин^-1, n₂= 101,303 мин^-1;

N_1= N_2=

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_HEj= _hN_Σj;

N_HE1= N_HE2=

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 1,06 K_HL2= 1,239

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= 617,7 МПа _HP2= 638,5 МПа

Для прямозубых передач _HP = _HP2

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP=617,7 МПа

2.2. Допускаемые напряжения изгиба

_FPj= ,

где _Flimj предел выносливости зубьев при изгибе (табл.7 [1]),

_{Flim 1} = 499,6 МПа _{Flim 2} = 434,9 МПа

S_Fj коэффициент безопасности при изгибе (табл.7 [1]),

S_F1= 1,7 S_F2 = 1,7

K_FCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.7 [1])

K_FC1= 1 K_FC2= 1

K_FLj коэффициент долговечности при изгибе:

K_FLj= 1

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4×10⁶

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;

N_FEj= _FjN_Σj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.6[1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F= 0,14

N_FE1 = N_FE2 =

K_FL1 = 1 K_FL2 = 1,074

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= = 293,9 МПа

_FP2= = 274,7 МПа

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

= (u+1) ,

где - коэффициент вида передачи, = 450

K_Н - коэффициент контактной нагрузки примем K_Н = 1,2

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,3125 (ряд на с.4 [1]).

Расчетное межосевое расстояние = 140 мм

Модуль выберем из диапазона

m= = 1,6…3,2

Округлим m до стандартного значения (табл.1 [1]) ГОСТ 9563-60: m=2

Суммарное число зубьев:

Z = ,

Z =

Число зубьев шестерни:

Z₁= = 31

Число зубьев колеса:

Z₂= Z -Z₁=109

Фактическое передаточное число:

u_ф = =

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u 4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5

u=100 = 0,96%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0 x₂= 0

Расчетная ширинa венца колеса:

b_w2= = 45 мм

Округляем b_w2 до ближайшего числа из ряда на с.10 [1]:

b_w2 = 45 мм ГОСТ 6636-69

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1 =50 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j= mZ_j,

d₁= 62 мм d₂=218 мм

Диаметры окружностей вершин при x =0: d_aj= d_j+2m(1+x_j):

d_a1 =66 мм d_a2 =222 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj= d_j-2m(1,25-x_j):

d_f1=57 мм d_f2=213 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V= = 1,17 м/с

Степень точности передачи выберем по табл.8 [1]: n_ст= 8