Определение модуля косозубой постоянной передачи z0-z0’
По контактной
выносливости нормального модуль передачи
должен быть
мм, а по выносливости зубьев при изгибе
тогда следует принимать стандартное
большее значение нормального модуля
по ГОСТ 9563-60 мм.
Расчёт геометрических параметров косозубой постоянной передачи
Геометрические параметры косозубой передачи определяются по формулам:
1. Делительные диаметры шестерни z0 и колеса z0’:
мм;
мм.
2. Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
мм;
мм.
3. Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
мм;
мм.
4. Межосевое расстояние:
мм.
5. Ширина зубчатого венца:
мм.
Принимаем b = 20мм.
8.2.2. Проектный расчет цилиндрических прямозубых передач z1 – z1’ и z2 – z2’’ групповой передачи Исходные данные
Производится расчет наиболее нагруженной передаче z1 – z1’ по следующим исходным данным:
1. Расчётный крутящий момент на первом валу привода
2. Число зубьев
шестерни .
3. Передаточное число передачи ,
Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки
В качестве материала для зубчатых колес назначается сталь 25Х5М, которая отвечает необходимым техническим и эксплуатационным требованиям. В качестве термической обработки выбирается нитроцементация с закалкой, позволяющая получить твердость зубьев 58-60 НRC.
Проектный расчёт прямозубой передачи z1 – z1’ групповой передачи на контактную выносливость зубьев
Диаметр начальной окружности шестерни z3 рассчитывается по формуле
,
мм.
где Kd – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Kd = 770;
T1
– расчётный крутящий момент на валу
привода,
;
KHB- коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3–1,5; принимается KHB = 1.3
U1- передаточное число передачи, u1 = 2.56
– отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, и определяется по формуле:
– значение отношения рабочей ширины венца к модулю, принимаем
- допускаемое контактное напряжение, МПа.
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач рассчитывается оп формуле
,
МПа
где - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений: Мпа;
SH – коэффициент безопасности, SH = 1.2
Мпа.
Таким образом, диаметр начальной окружности
мм.
Модуль передачи определяется из условия расчёта на контактную выносливость зубьев по рассчитанному значению диаметра начальной окружности шестерни по формуле
,
мм
где - диаметр начальной окружности шестерни, мм;
z1- число зубьев шестерни,32;
мм.
Проектный расчёт прямозубой передачи z1 – z1’ групповой передачи на выносливость зубьев при изгибе
Модуль передачи при проектном расчёте зубьев на изгибную выносливость рассчитывается по формуле:
,
мм
где Km – вспомогательный коэффициент, зависящий от коэффициента осевого перекрытия, Km = 13
T1 – расчётный крутящий момент на валу привода, ;
KFB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: KFB = 1.3 –1,5; принимаем KFB = 1.5;
YF1 – коэффициент, учитывающий форму зуба: YF1= 3.9
z1– число зубьев шестерни, z1 = 32
– значение отношения рабочей ширины венца к модулю, принимаем
- допускаемое напряжение зубьев при изгибе, МПа.
Допускаемое напряжение зубьев при изгибе рассчитывается по формуле
,
МПа
где - предел выносливости материала зубьев, МПа;
KFL- коэффициент режима нагрузки и долговечности, = 1
МПа;
Таким образом, модуль передачи при проектном расчёте зубьев на изгибную выносливость
мм.
Определение модуля прямозубой передачи z1 – z1’групповой передачи
По контактной
выносливости модуль передачи должен
быть 
мм, а по выносливости зубьев при изгибе
тогда следует принимать стандартное
большее значение модуля мм.
Расчёт геометрических параметров прямозубой передачи z1 – z1’ и z2 – z2’ групповой передачи
Геометрические параметры прямозубых передач z1 – z1’ и z2 – z2’ определяются по формулам:
1. Делительные диаметры зубчатых колес z1 – z1’ и z2 – z2’:
мм;
мм;
мм;
мм;
2. Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
мм;
мм;
мм;
мм;
3. Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
мм;
мм;
мм;
мм;
4. Межосевое расстояние:
5. Ширина зубчатого венца колес:
мм.