2. Расчет допускаемых изгибных напряжений для зубчатых колес

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни

Для всех сталей

Определяем допускаемые изгибные напряжения для шестерни

;

; ;

, так как передача нереверсивная.

.

Так как , то

Определяем допускаемые изгибные напряжения для колеса.

.

Так как , то

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

3. Расчет цилиндрической передачи

Исходные данные: крутящий момент на колесе , частота вращения колеса ; передаточное число ; расчетные допускаемые контактные напряжения ;

3.1. Проектный расчет цилиндрической косозубой передачи

1.Межосевое расстояние ( )

,

где К_a – вспомогательный коэффициент, МПа^1/3.Согласно ГОСТ 21354-87 для косозубых передач МПа^1/3.

- коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки.

При проектных расчётах принимают ; при симметричном расположении колёс принимают

- коэффициент ширины колеса, ГОСТ 2185-66

Принимаем для колес после улучшения

Межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного по ГОСТ 2185-66 принимаем =125мм;

2. Назначаем нормальный модуль по соотношению , имеем . По ГОСТ 9563-80 принимаем , т.к. для силовых передач

3. Задаваясь предварительным углом наклона зубьев Определяем число зубьев шестерни.

Принимаем . Число зубьев колеса

4.Уточняем передаточное число

отклонение от требу емого u 0,005 (допускается ± 4%)

5.Уточняем угол наклона зубьев

Что находится в рекомендуемых пределах изменения угла

6.Определяем диаметры делительных окружностей колёс.

7. Проверка межосевого расстояния:

8. Определяем ширину зубчатых колёс.

Округляем до стандартного значения по ГОСТ 6636-69

Ширину зубчатого венца шестерни назначаем на (5…8)мм больше, т.е.

Принимаем

3.2. Проверочный расчет косозубых цилиндрических передач

Проверочный расчет проводим в соответствии с ГОСТ 21354-87

1. Расчетная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость зубьев имеет вид

2. Определяем коэффициенты

-коэффициент, учитывающих форму сопряженных поверхностей зубьев.

где - угол наклона зубьев, - угол зацепления.

При коэффициенте смещения инструмента угол зацепления ,

имеем

В нашем случае

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа^1/2.

где:

- приведённый модуль упругости; -коэффициент Пуассона,

Для пары стальных колес имеем ; ,тогда

-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- для косозубых колес

где _ – коэффициент торцового перекрытия зубьев.

Z₁; Z₂ – числа зубьев, соответственно, шестерни и колеса;

 – делительный угол наклона зубьев

К_ -коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев _ в косозубых передачах. Значение К_ принимаем в зависимости от _

Принимаем К_ =0,95

Для зубьев колес, нарезанных без смещения режущего инструмента, при <20⁰ коэффициент торцового перекрытия _ составляет

,

3. Окружная сила

T₁ и T₂ – крутящие моменты на шестерни и колесе соответственно.

4. Коэффициент нагрузки

K _А – коэффициент внешней динамической нагрузки; K _HV – коэффициент динамичности нагрузки, возникающей в зацеплении взаимодействующих колёс передачи; K _Hβ –коэффициент концентрации нагрузки по длине контактных линий зубьев.

При равномерном режиме работы электродвигателя коэффициент K _А выбирают в зависимости от режима работы рабочего органа: K _А = 1,0 – равномерный режим.

Определяем коэффициент концентрации нагрузки K _Hβ

Для прирабатывающихся зубьев колес (хотя бы одно из колес имеет твердость зубьев менее 350HB) при переменной нагрузке

где - коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбираемый по таблице в зависимости от и расположения шестерни относительно опор вала;

-коэффициент, учитывающий влияние переменного режима нагружения на степень прирабатываемости колёс.

Здесь Ti, ti - крутящий момент и время его действия на i-й ступени блока нагружения. Тном – номинальный момент, t – срок службы передачи.

В нашем случае . Значит

Определяем коэффициент динамичности нагрузки КНV.

Степень точности передачи выбирается в зависимости от окружной скорости колес и наличия особых требований к передаче; уровню шума, точности вращения и т.д.

Находим окружную скорость

При таком значении скорости принимаем 9-ю степень точности.

Тогда

Коэффициент нагрузки

Таким образом имеем:

Недогрузка передачи составляет

Величина что недопустимо и указывает на возможность уменьшения габаритов передачи.

Изменим ширину зубчатых колес, примем . Тогда

Уточняем коэффициент нагрузки . При отношении имеем , тогда

Коэффициент нагрузки