3.3 Определяем размеры закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
Определяем межосевое расстояние:
,
(3.4)
где Ка = 49,5 – для прямозубых передач;
ψba = 0,3 – коэффициент ширины колеса, т.к. шестерня расположена симметрично относительно опор;
КНβ = 1,0 – для прирабатывающих зубьев колес.
аw = 49,5*(3,30+1)*3√(374,8*103*1)/(0,3*3,302*295,6)= 232 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 240 мм.
Задаем значение нормального модуля зацепления:
m =(0,01…0,02)*аw мм
m =0,01*160=1,6 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
z∑ = 2aw/m
z∑ = 2·240/2,0 = 240
Число зубьев шестерни: z1 = z∑/(u+1) = 240/(1+3,3)=56
Число зубьев колеса: z2 = z∑-z1 = 240-56=184
Уточняем передаточное отношение: uф = z2/z1 =184/56 = 3,3
Отклонение фактического значения от номинального:
Фактическое межосевое расстояние: aw = (z1+z2)m/2 = (56+184)*2/2=240 мм
Делительные диаметры шестерни и колеса:
d1 = mz1 =2*56=112 мм,
d2 = 2*184=368 мм,
Диаметры выступов шестерни и колеса:
da1 = d1+2m =112+2*2=57 мм
da2 = 368+2*2=185мм
Диаметры впадин шестерни и колеса:
df1 = d1 – 2,4m = 112 – 2,4·2,0 = 107,2 мм
df2 = 368 – 2,4·2,0 = 363,2мм
Ширина колеса: b2 = baaw = 0,315·240 = 75,6 мм
Ширина шестерни: b1 = b2 + (3÷5) = 75,6+(3÷5) = 76,2 мм
Условие пригодности заготовок колес:
Проверка межосевого расстояния
аw = (d1+d2)/2 = (112+368)/2 = 240 мм
Проверка пригодности заготовок
Dзаг = da1+6 = 57+6 = 63 мм
Условие Dзаг < Dпред = 125 мм выполняется для колеса размеры заготовки не лимитируются.Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи Sзаг=b2+4=75,6+4=79,6 мм
Толщина диска или обода заготовки колеса открытой передачи принимают меньшей из двух Сзаг=0,5*b2=0,5*75,6=37,8 мм; Sзаг=8*мм
Сталь 40Х, Sпред=80мм, Dпред=125мм
Проверяем контактные напряжения:
Где k - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач k=436;
kHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес kHα=1;
kHυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;
Ft – окружная сила в зацеплении, Н
Ft=(2*Т2*1000)/d2=(2*374,8*1000)/368=2037Н;
Окружная скорость:
υ = (π*n2*d2)/(30*2*1000)=(3,14*53*368)/(30*2*1000)=1,02 м/с;
Принимаем 9-ую степень точности, тогда kHυ=1,05
σн=436*√[2037*(3,3+1)*1*1,05*1,13]/(368*75,6)=266 Н/мм2
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса, Н/мм2
Колесо:
Шестерня:
где kFα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес kFα=1;
kFβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающих зубьев колес kFβ=1;
kFυ – коэффициент динамической нагрузки, kFυ=1,13;
YF1 и YF2 –формы зуба шестерни и колеса, YF1=3,76 при z1=56 и YF2=3,61 при z2=184;
Yβ=1, коэффициент учитывающий угол наклона зубьев,
σF2=3,61*1*(2037/(75,6*2))*1*1*1,13=55≤295,6Н/мм2
σF1=55*3,76/3,61=57≤295,6 Н/мм2
Перегрузка: (583,6 – 266) /266 *100 = 0,02% допустимо 5%.
Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
Таблица 3
-
Проектный расчет
Параметр
Значение
Параметр
Значение
Межосевое расстояние аw
240
Угол наклона зубье β
--
Модуль зацепления m
2
Диаметр делительной окружности:
Шестерни d1
Колеса d2
112
368
Ширина зубчатого венца:
Шестерни b1
Колеса b2
76,2
75,5
Число зубьев:
Шестерни z1
Колеса z2
56
184
Диаметр окружности вершин:
Шестерни da1
Колеса da2
116
372
Вид зубьев
прямозубая
Диаметр окружности впадин:
Шестерни df1
Колеса df2
107,2
363,2
Проверочный расчет
Параметры
Допустимые значения
Расчетные значения
Примечания
Контактные напряжения σ Н/мм2
583,6
266
Недогрузка 0,12%
Напряжения изгиба Н/мм2
σF1
295,6
57
σF2
295,6
55
Так как расчетные напряжения σH < [σH] и σF < [σ]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.