2. Расчет цилиндрической передачи.

2.1

Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Выбираем :

Колесо - материал : Сталь 45 ГОСТ 4543-71;

термическая обработка : улучшение;

твердость : 235 - 262 HВ.

- допускаемая контактная выносливость; [2,стр 13,табл 2.2]

- допускаемое напряжение изгиба; [2,стр 14,табл 2.3]

- предел контактной выносливости; [2,стр 12]

- предельное напряжение изгиба; [2,стр 14]

где : =1,1 - коэффициент запаса прочности; [2,стр 13]

=1,7 - коэффициент запаса прочности; [2,стр 15]

Шестерня - материал : Сталь 45 ГОСТ 4543-71;

термическая обработка : улучшение;

твердость : 269 - 302 HВ.

- допускаемая контактная выносливость; [2,стр 13,табл 2.2]

- допускаемое напряжение изгиба; [2,стр 14,табл 2.3]

- предел контактной выносливости; [2,стр 12]

- предельное напряжение изгиба; [2,стр 14]

где : =1,1 - коэффициент запаса прочности; [2,стр 13]

=1,7 - коэффициент запаса прочности; [2,стр 15]

[σ_Н] = 0,45 ( [σ_Н1] + [σ_Н2] ) = 0,45 (515,45+582,72) = 494,17 МПа

2.1.1 Межосевое расстояние .

Предварительное значение межосевого расстояния.

Коэффициент К выбираем в зависимости от поверхностной твердости Н₁ и Н₂ зубьев шестерни и колеса:

Твердость Н…………………………. Н₁ ≤ 350 НВ

Н₂ ≤ 350 НВ

Коэффициент К……………………………10

=

К_а =450 – коэффициент для прямозубых передач.

Округляем до стандартного значения 100 мм (ГОСТ 6639-69)

Окружная скорость

υ = 2π×a_w^´ ×n₁ / 6×10⁴ (u+1) = 2×3,14×106,4×2200/60000×6,475 = 3,78 м/с

Степень точности 8 [2,стр.17 табл.2.5]

2.1.2. Определение модуля передачи m.

m = (0,01…0,02) a_w = 0,015×112 = 1,68; [2,стр 20]

принимаем стандартное значение m =2,0

2.1.3. Суммарное число зубьев и угол наклона.

Минимальный угол наклона зубьев.

β = 0°

где b₂ = ψ_ba× a_w – ширина венца зубчатого колеса

b₂ = 0,4×112 = 44,8 мм

z_Σ = 2 a_w⁄ m = 2×112 ⁄ 2 =112

2.1.4. Число зубьев шестерни и колеса.

z₁ = z_Σ ⁄ (u+1) = 112⁄ (5,475+1) = 18

z₂ = z_Σ – z₁ = 112– 18 = 94

При z₁ ‹ 17 то передачу выполняют со смещением. Так как z₁ › 17, то передачу выполняем без смещения. Коэффициент смещения х = 0. Для колеса внешнего зацепления -х₁ = х₂

2.1.5. Фактическое передаточное отношение

- фактическое передаточное число; [2,стр 22]

где: - число зубьев шестерни;

- число зубьев колесо;

u_ф = 94⁄ 18 = 5,4

6. Определение геометрических размеров колес

- делительный диаметр шестерни; [2,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев шестерни; [2,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев шестерни; [2,стр 22]

- делительный диаметр зубчатого колеса; [2,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев колеса; [2,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев колеса; [2,стр 22]

Шестерня:

d₁ =2,0×17,3 = 34,6 мм

d_а1 = 34,6+2×2 =38,6 мм

d_f1 = 34,6 - 2,5×2,0 = 31 мм

Колесо:

d₂ =2×94=188 мм

d_а2 = 188+2×2,0 =191,6 мм

d_f2 = 188 - 2,5×2,0 = 184 мм

6. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

- значение контактного напряжения; [2,стр 23]

Z_σ = 9600 . – для прямозубых передач [2,стр 23]

6. Силы в зацеплении

Окружная: [2,стр 23]

F_t = 2×10³×Т₁ ⁄ d₁ = 2×1000×27 ⁄ 35 =1542 Н

Радиальная: , где [2,стр 23]

F_r = 1542×tg 20⁰ = 1542×0,364 = 561 Н

Осевая сила: = 1529,7 ×tg 0 °=0 Н

6. Проверка зубьев колес по напряжения изгиба

- значение напряжения изгиба в зубьях колеса;

[1,стр 23]

- значение напряжения изгиба в зубьях шестерни; [2,стр 23]

- коэффициент нагрузки.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, [ 2,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. [ 2,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. [2,стр24]

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба. [2,стр 23]

2.2.1. Определение геометрических размеров колес

- делительный диаметр шестерни; [2,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев шестерни; [2,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев шестерни; [2,стр 22]

- делительный диаметр зубчатого колеса; [2,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев колеса; [2,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев колеса; [2,стр 22]

d₁ =3×15 = 45 мм

d_а1 = 45+2×3 =51 мм

d_f1 = 45 - 2,5×3 = 52,5 мм

d₂ =3×81=255 мм

d_а2 = 255+2×3 =261 мм

d_f2 = 255 - 2,5×3 = 265,5 мм

2.2.7. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

- значение контактного напряжения; [2,стр 23]

Z_σ = 9600 . – для прямозубых передач [2,стр 23]

σ_Н ≥[σ_Н], 544,03≥515,45 до 5% что допустимо.

2.2.8. Силы в зацеплении

Окружная: [2,стр 23]

F_t = 2×10³×Т₃ ⁄ d₂ = 2×1000×588 ⁄ 188 =2000 Н

Радиальная: , где [2,стр 23]

F_r = 2000×tg 20⁰ = 2000×0,364 = 728 Н

Осевая сила: = 2000×tg 0 °=0 Н

2.2.9. Проверка зубьев колес по напряжения изгиба

- значение напряжения изгиба в зубьях колеса;

[1,стр 23]

- значение напряжения изгиба в зубьях шестерни; [2,стр 23]

- коэффициент нагрузки.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, [ 2,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. [ 2,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. [2,стр24]

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба. [2,стр 23]