2.3.4 Расчет цилиндрических прямозубых передач 3-4 и 5-6

Примечания:

1. Цилиндрические прямозубые передачи 3-4 и 5-6 составляют блочные пары, работающие попеременно.

2. Поскольку пары 3-4 и 5-6 соосные (), расчет ведется по наиболее нагруженной паре 3-4 (). Тогда для пары 5-6 проводят только проектировочный расчет.

2.3.4.1 Расчет пары 3-4

Исходные данные пары 3-4 выбираем из результатов кинематического расчета табл.:

Р₃ = 4,58 кВт;

Р₄ = 4,44 кВт;

n₃ = 802,8 мин^-1;

n₄ = 286,7 мин^-1;

U_3-4=2,8.

Режим нагружения:

Частота вращения	Время работы в часах с использованием мощности
	4000	Р	3000	0,7Р	2000	0,2Р

Проектировочный расчет

1 Назначение материалов и расчет допускаемых напряжений

Примечание. Для блочных пар 3-4 и 5-6 с целью обеспечения компактности механизма желательно принимать материал с термообработкой, обеспечивающей твердость Н>350HB. При этом нужно иметь в виду, что высокая твердость создает определенные трудности при изготовлении зубчатых колес: значительное коробление зубьев и необходимые для исправления формы зубьев дорогие доводочные операции, колеса плохо прирабатываются и т.д. Поэтому вопрос выбора материала и режимов термообработки решается индивидуально для каждого конкретного случая.

Принимается для изготовления шестерни и колеса Сталь 20Х с термообработкой – улучшение, цементация.

По табл., выбираем:

• для шестерни - твердость поверхности зубьев Н₁=57…63 НRC_Э (наиболее целесообразная твердость Н₁=62 НRC_Э); ;

• для колеса - твердость поверхности зубьев Н₂=57…63 НRC_Э (наиболее целесообразная твердость Н₂=60 НRC_Э); .

Допускаемые контактные напряжения

.

Для шестерни:

;

принимается ;

;

(принято );

(ожидается V<5 м/с);

(закрытая обильно смазываемая передача);

(ожидается диаметр колес меньше 700 мм).

.

Для колеса:

;

;

;

.

Для прямозубых передач для дальнейшего расчета принимается меньшее из допускаемых напряжений зубьев шестерни и колеса - .

2 Назначение коэффициентов.

Примечание. Для обеспечения относительно небольшой ширины переключающихся колес блочных пар рекомендуется выбирать коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния из ряда: 0,100; 0,125; 0,160.

Принимается .

;

(см.табл. при ; вблизи одной из опор; колеса не прирабатываются);

.

3 Расчет межосевого расстояния.

Принимается стандартное (табл.).

4 Назначение модуля.

.

Принимается (см.табл. ), который обеспечивает

- целое число.

5 Назначение чисел зубьев.

.

Принимается Z₃=24.

.

.

.

6 Расчет геометрических размеров зубчатых колес.

.

Округляем до ближайшего большего значения из ряда нормальных линейных размеров .

;

;

;

;

;

.

Проверка:,

.

7 Назначение степени точности.

.

Назначается степень точности 8-В ГОСТ 1643-81.

Проверочный расчет

Проверка на контактную усталостную прочность.

.

,

где ;

;

;

;

;

(см. табл. при ; положение колес – вблизи одной из опор; колеса не прирабатываются);

(см. табл. при ; степени точности по норме плавности – 8; ).

.

1058 МПа < 1188 МПа – контактная усталостная прочность обеспечена.

2 Проверка на усталостную изгибную прочность.

.

Выясняем, по какому из зубчатых колес пары вести расчет, для чего для шестерни и колеса рассчитывается .

Допускаемое изгибное напряжение

.

Для шестерни:

(см. табл. );

(нереверсивная передача);

(при вероятности неразрушения зубьев 0,99);

, принимается ;

;

.

Для колеса:

(см. табл. );

(при вероятности неразрушения зубьев 0,99);

(нереверсивная передача);

, принимается ;

;

.

.

(см. табл. при и =0);

(см. табл. при и =0);

.

Более «слабым» элементом является шестерня, по которой ведется дальнейший расчет.

где (для прямых зубьев);

(см. табл. при ; вблизи одной из опор; колеса не прирабатываются);

(см. табл. при ; степень точности по норме плавности – 8; ).

.

.

422 МПа > 364 МПа – изгибная усталостная прочность не обеспечена.

Принимаем решение увеличить модуль зацепления при неизменном межосевом расстоянии передачи.

.

.

.

Принимается .

.

.

.

Тогда:

.

;

;

;

;

;

.

Проверка:

.

341 МПа < 364 МПа – изгибная усталостная прочность обеспечена.

3 Проверка на контактную прочность при действии максимальных перегрузок.

.

,

где (он же коэффициент запаса сцепления муфты фрикционной дисковой, который указан в задании на курсовое проектирование, ).

,

.

1420 МПа < 2400 МПа – контактная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена.

4 Проверка на изгибную прочность

,

где ;

.

.

614 МПа < 1200 МПа – изгибная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.