2.2 Проектный расчет быстроходной ступени
Выбор варианта термообработки зубчатых колес.
При вращательном моменте на валу колеса Т3=75Н∙м принимаем вариант термообработки I (табл. 1П.6 [1]): т.о. шестерни – улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ; т.о. колеса – улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ; марки стали для шестерни 40Х и колеса 45.
Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости.
Средняя твердость Н зубьев:
Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений(табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение:
МПа
МПа
Расчетный коэффициент ( табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение
Базовое число циклов напряжений
Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы передачи часов:
- число зацеплений
за один оборот соответственно зуба
шестерни и зуба колеса
Рассчитаем по формуле:
Формула стр.24 [1].
Определяем коэффициенты долговечности и .
Так как , то
Так как , то
Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:
МПа
МПа
В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из и .
В нашем случае = 440 МПа.
Определение межосевого расстояния.
По табл. 1П.11 [1]
выбираем коэффициент
.
Для цилиндрической ступени при
и
принимаем расчетное значение
и
Тогда коэффициент (предварительно):
=0,5∙0,25(4,3+1)=0,66.
По табл. 1П.12 [1] при
и
для кривой III
в зависимости от
принимаем коэффициент
мм.
Определение модуля передачи.
Ориентировочно при и :
=
мм
Принимаем стандартное
значение
мм.
Определяем суммарное число зубьев
.
Определяем число зубьев шестерни
.
Принимаем
.
Число зубьев
колеса
,
принимаем
Фактическое передаточное число
.
Рассчитываем основные параметры зубчатой передачи (см. табл. 2).
Геометрические размеры колес.
Делительные диаметры
для шестерни -
мм;
для
колеса - 
мм.
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев
для
шестерни - 
мм,
мм;
для
колеса -
мм,
мм.
Ширина венца зубчатого колеса
мм.
Принимаем по ГОСТ
6636-69
мм.
Ширина шестерни
мм.
Таблица 2 – Основные параметры зубчатой передачи
Параметры |
Шестерня |
Колесо |
Делительный диаметр , мм |
57 |
243 |
Диаметр окружности вершин зубьев , мм |
63 |
249 |
Диаметр окружности впадин зубьев , мм |
49,5 |
235,5 |
Ширина венца , мм |
42 |
36 |
Проверочный расчет по контактным напряжениям.
Определяем коэффициент ширины шестерни
.
Окружная скорость колеса
м/с.
Назначаем 9-ю степень точности (см. табл. 8 [3]).
Определим значения уточняющих коэффициентов: для прямозубых колес; ;
Определяем коэффициент нагрузки
.
Расчетное контактное напряжение
МПа.
МПа.
Т. к. разность между
полученной
и допустимой
больше 5%, то следует уменьшить толщину
венца зубчатых колес:
Ширина венца зубчатого колеса
мм.
Ширина шестерни
мм
МПа.
Расчетное напряжение не превышает допускаемое.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
Определяем окружную силу:
Н.
МПа
МПа
Для
стальных зубчатых колес базовое число
циклов напряжений:
Для
шестерни
,
для колеса
.
Тогда
Допускаемые напряжения изгиба:
МПа
МПа
Определим значения
уточняющих коэффициентов:
;
(см.
табл. 1П.12 [1]).
Коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи. По табл. 1П.18 [1] коэффициент (при m=3 и степенью точности 9)
Тогда динамическая добавка
Коэффициент
Определяем коэффициент нагрузки
.
Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:
Тогда расчетное напряжение изгиба :
МПа
МПа
