3. Расчет передач привода

3.1 Расчет зубчатой передачи

3.1.1 Выбор материала, вида термообработки и определение

допускаемых напряжений зубчатых колес.

В настоящее время основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, применяются колеса с твердостью материала не более 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей и прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначают больше твердости колеса НВ₂.

В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираем одинаковые. Для передачи, с косыми зубьями при средней мощности (Р≤7,5 кВт) выбираем сталь марки 40Х, с улучшенной термообработкой, с твердостью: для колеса – НВ₂ 270, для шестерни – НВ₁ 300 табл. 9.6 [1].

1) Предельные напряжения

= 2*НВ₁ + 70 = 2*300 + 70 = 670 МПа

= = 2*НВ₂ + 70 = 2*270 + 70 = 610 МПа

2) Допускаемые напряжения (конспект лекций)

S_H - коэффициент запаса прочности ; S_H  1.1 [ 6, стр.24, таб.11, п.2 ] ;

^Z_R - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности зубьев;

Z_υ - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

Z_L - коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала;

Z_X - коэффициент, учитывающий влияние размеров зубчатого колеса; При проектировочном расчёте принимают [ 6, стр.58 ] :

^Z_R ^{ Z}_υ ^{ Z}_L ^{ Z}_X ^{= 0.9 ;}

N_Hlim  30  HB ^{2.4 <} 12  10⁷ ц ^;

N_Hlim1  30  HB₁ ^2.4  30  300^2.4  2.644  10⁷ N_Hlim2  30  HB₂ ^2.4  30  270^2.4  2,05 10⁷

^N_HE ^{- эквивалентное число циклов, [ 3, стр.43, п.2.2 ] :}

^N_HE ^{ 60  n}_(1,2) ^{ L}_h ^{ c} ;

c - число зацеплений зуба за один оборот, c  1.

Итак:

^N_HE1  60  n₁  L_h  c  60  1445 11500 1.  99,7  10⁷

N_HE2  60  n₂  L_h  c  60  289 5500  1.  19,941  10⁷

3.1.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Ϭ_HP = Ϭ_HPmin =456,09 МПа

Допускаемые контактные напряжения при изгибе определяем по формуле:

, МПа

Где - коэффициент долговечности; для длительно работающих передач принимаем =1.

Так как

Так как подкоренное выражение меньше единицы.

- коэффициент безопасности,

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, =1, т.к. передача нереверсивная.

Выносливость при изгибе:

σ_flim1= σ ⁰_flim* HB₁ σ ⁰_flim =1,75 HB

σ_flim1=1,75*HB₁*1*1*1*1*1=1,75*300=525 MПа

σ_flim2=1,75*HB₂ *1*1*1*1*1=1,75*270=472,5МПа

Получим:

[σ]_f1 =525·1·1 ·1·1/1.5=350 МПа

[σ]_f2 =472,5·1·1·1·1/1.5=315 МПа

3.1.3 Проектный расчет зубчатой передачи.

1) Межосевое расстояние (формула 9.39 [1] )

ψ_BA = 0,4 ψ_Bd = 0,5ψ_BA (u_ред + 1) = 1.2

принимаем К_НВ = 1,12

К_а = 430 – для косозубых передач

Межосевое расстояния уточняем по стандартному ряду:

а_ω = 140 мм

2) Нормальный модуль передачи

m_n = (0.01 …. 0.02) а_ω = 1.4 … 2.8

Уточняем по ГОСТ 9563-60

m_n = 2

3) Рабочая ширина зубчатого колеса

b₂ = ψ_BA* а_ω = 0.4*140 = 56 мм

b₁ = b₂ + 5…7 мм = 40+2…7= 58…63 мм приму b₁=60 мм

4)Примем предварительно угол наклона зубьев β=9⁰41^`47`` и определим числа зубьев шестерни и колеса

5) Суммарное число зубьев

z_Σ = =

принимаем z_Σ=138

числа зубьев:

z₁ = z_Σ/(u_ред + 1) = 138/6 = 23

z₂ = z_Σ – z₁= 138 – 23 = 115

6) Уточнение фактического передаточного числа

u_Ф = z₂/z₁ = 115/23 = 5

Δ = = 0 < 3%

7) Уточнение Cos β = , (формула 3.16 [2])

Cos β = = 0.98657 β=9.3985⁰

8) Делительные диаметры

d =

d₁ = = 46.62619 мм

d₂ = = 233.131 мм

9) Диаметры окружностей зубчатых колёс (по конспекту ):

d_a = d + 2m_n

d_f = d – 2.5m_n

шестерня : d_a1 = 50.63 мм

d_f1 = 41.626 мм

колесо : d_a2 = 237.13 мм

d_f2 = 228.13 мм