3Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 1. Передача зубчатая цилиндрическая прямозубая.

3.1Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни:

сталь: 40ХН

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 280

- для колеса:

сталь: 40ХН

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 265

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]), будут:

[_H] = (3.1)

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

_{H lim b} = 2 · HB + 70 (3.2)

_{H lim b (шестерня)} = 2 · 280 + 70 = 630 МПа;

_{H lim b (колесо)} = 2 · 265 + 70 = 600 МПа;

K_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем K_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H]=1,1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ _H1 ] = = 572,727 МПа;

для колеса [ _H2 ] = = 545,455 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ _H ] = [ _H2 ] = 545,455 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : K_Hb = 1,25 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: _ba = = 0,2, (см. стр.36[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:

a_w = K_a · (u₁ + 1) · (3.3)

a_w = 49.5 · (5 + 1) · = 192,297 мм.

где для прямозубых колес К_a = 49,5, передаточное число передачи u₁ = 5; T₂ = 323016,82 Н·мм - вращающий момент на колесе.

Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66: a_w = 180 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01...0.02) · a_w мм, для нас: m_n = 1,8...3,6 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) m_n = 2 мм.

Задаемся суммой зубьев:

Z = z₁ + z₂ = = = 180

Числа зубьев шестерни и колеса:

z₁ = = = 30 (3.4)

z₂ = Z - z₁ = 180 - 30 = 150 (3.5)

Угол наклона зубьев  = 0^o.

Основные размеры шестерни и колеса:

Рис. 2. Зацепление зубчатой цилиндрической передачи.

диаметры делительные:

d = (3.6)

d₁ = = = 60 мм;

d₂ = = = 300 мм.

Проверка: a_w = = = 180 мм.

диаметры вершин зубьев:

d_a = d + 2 · m_n (3.7)

d_a1 = d₁ + 2 · m_n = 60 + 2 · 2 = 64 мм;

d_a2 = d₂ + 2 · m_n = 300 + 2 · 2 = 304 мм.

ширина колеса: b₂ = _ba · a_w = 0,2 · 180 = 36 мм; (3.8)

ширина шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 36 + 5 = 41 мм; (3.9)

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd = = = 0,683 (3.10)

Окружная скорость колес будет:

V = = = 3,041 м/c; (3.11)

При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

K_H = K_H · K_H · K_H. (3.12)

Коэффициент K_H=1,068 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент K_H=1 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент K_H=1,05 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

K_H = 1,068 · 1 · 1,05 = 1,121