3. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач

3.1 Тихоходная ступень

Известно, что термообработка зубьев шестерни осуществляется закалкой ТВЧ. Установим, что термообработка колёс будет осуществляться улучшением. Тогда материал колеса и шестерни – сталь 40X.

По таблице 2.1 имеем:

для шестерни: ;

для колеса: МПа

где – твёрдость рабочей поверхности зубьев, – предел текучести материала.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 2.4, учитывая режим нагружения №II: ; .

Определим число циклов перемены напряжений на контактную и изгибную выносливость соответственно по графику: , .

Ресурс передачи, т.е. суммарное время работы, задано в расчёте, и имеет следующее значение: .

Определим суммарное число циклов перемены напряжений: , где:

– частота вращения шестерни; – число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот.

верно

, где:

– коэффициенты приведения на контактную выносливость;

– суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

- коэффициент долговечности

- эквивалентный момент на колесе

Определим предельные допускаемые напряжения:

при расчете на контактную выносливость

при расчете на изгибную выносливость

Определим допускаемые напряжения для расчёта на контактную выносливость:

Определим допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

Расчетное допускаемое напряжение примет вид:

Принимаем меньшее значение [σ]_H=637,155 МПа

Определим коэффициенты нагрузки на контактную выносливость по формулам:

,

где – коэффициент концентрации нагрузки по ширине венца; - коэффициент динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).

Определим относительную ширину венца:

,

где =3,38

-для косозубых передач и принимаем

По таблицам, в соответствии со схемой 6 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок находим

Учитывая что мы имеем II режим нагружения, то Х=0,5, тогда

верно

По таблице определяем, что - для косозубых колёс

Определим предварительное значение межосевого расстояния:

мм

где ψ_а = 0,35 – коэффициент ширины передачи.

=3,38 – передаточное число редуктора;

= 637,155 МПа – допускаемое контактное напряжение;

По стандартному ряду принимаем а_w = 125 мм

Определяем предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

Рабочая ширина колеса:

.

Ширина шестерни: .

Вычислим модуль передачи по формуле:

,

где =294,07 МПа – изгибное напряжение на колесе;

для косозубых колёс

верно

- эквивалентный момент на колесе

. Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .

Минимально возможный угол наклона зубьев для косозубой передачи

.

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: . Округлив это число в меньшую сторону, получаем .

Определяем действительное значение угла и сравниваем его с минимальным значением:

.

Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи: .

Итак получим: ; .

Найдём фактическое передаточное число тихоходной ступени: .

Погрешность составляет:

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

, принимаем , принимаем

где – модуль косозубых колёс;

– угол наклона зуба;

Проверка: ,откуда 57+193=2·125,т.е. 250=250 – верно.

Определим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев . ;

;

;

.

Определим размеры заготовок колёс. Чтобы получить при термической обработке принятые для расчёта механические характеристики материала колёс, требуется, чтобы размеры заготовок колёс не превышали предельно допустимых значений.

Определим силы, действующие на валы косозубых колёс.

Окружная сила:

,

Радиальная сила: ,

где – угол зацепления; – угол наклона зуба.

Осевая сила: .

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:

– коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Для шестерни получим:

Проверим зубья колёс на контактную выносливость:

Для косозубых колёс , , , , , тогда получим