Практическое занятие № 39. Расчет геометрий косозубой зубчатой передачи.

Выбор материалов для зубчатых элементов и определения величины допустимых напряжений контактных и изгиба.

В связи с малой мощностью на выходном валу и небольшой угловой скоростью нужно выбрать материал подешевле и с меньшей твердостью поверхности. Например сталь 35, с σ_в= 490 МПа,σ_т = 260 МПа, НВ 187 – термообработка улучшение, для шестерни, НВ 180 – термообработка нормализация для колеса.

Для шестерни σ _limb = 2HB+70 = 2*187+70 = 444 МПа

Для колеса σ _limb= 2HB+70 = 2*180+70 = 430 МПа.

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_Нl = 1,

коэффициент запаса прочности [n]_Н = 1,1

[σ]_{н 1} = 444*1\[1,1] = 403,6H\мм²

[σ]_{н 2} = 430*1\[1,1] = 390,9H\мм²

Для косозубых передач считаем среднее значение допускаемых

напряжений.

[σ]_н = 0,45 ( [σ]_{н 1} + [σ]_{н 2}) = 357,5 МПа

3.1.2 Вращательный момент на валу шестерни : M₁ = P₁/ ω₁=

= 1500*10³/300,81 = 4,896 нмм

Вращательный момент на валу колеса M₂ = M₁*U_ред = 4,896*4 = 19,58 нм

3.2 Определение межосевого расстояния.

а _ω= 43 (u+1)³√ M₂*K_нβ/ [σ]_н²u ψ_a = 43(4+1)³√19580*1,25/357² *4²*0,4

а _ω = 256 ³√ 0,138= 88,56 мм

Из стандартного ряда выберем межосевое расстояние

по ГОСТ 2185-89 а _ω =90 мм

Нормальный модуль зацепления m_n=(0,01-0,02) * а _ω

m_n=(0,01-0,02) * а _ω = (0,9-1,8) мм

Принимаем по ГОСТу 9563-84 m_n=1,75 мм

Примем предварительный угол наклона зубьев β=10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

z₁= 2a*сos β/ (u+1) m = 2*90 *0,985/ 5*1,75 = 20,26

Округляем до целого числа.

z₁=20 зубьев.

z₂ = z_1* u_p= 20*4=80 зубьев

Уточняем значение угла наклона зубьев

сos β= (z₁+z₂)*m_n/2 а _ω= (100)1,75 / 2*90=0,972

что соответствует углу β = 14⁰ 30’

3.3 Определение геометрических параметров зубчатых элементов.

Определим основные размеры зубчатых колес:

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d ₁ = m_n z₁/ cos β = 1,75*20/0,972 = 36 мм

d ₂ = m_n z₂/ cos β = 1,75*80/0,972 = 144,03мм

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

d _a1 = d ₁ + 2 m = 36+1,75*2= 39,5 мм

d _a2 = d ₂ + 2 m = 144+1,75*2 =147,5 мм

Ширина колеса: в₂= ψ_ва* а _ω= 0,4*90 =36 мм

Ширина шестерни : в₁= в₂ +5 = 41мм

Проверим правильность решения и найдем межосевое расстояние:

а _ω= d ₁+ d ₂/2=180,33/2= 90,17мм, что соответствует найденному

значению.

3.1.5.Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ψ_вd = в₁/d₁= 36/36 =1

3.4 Определим усилий, действующих в зацеплении:

Силы действующие в зацепление:

Окружная: F_t=2М₁/d₁= 2*4986/ 36 =277н

Радиальная:F_r= F_t tg 20⁰/ cos β =277* 0,364/ 0,972 =71,0н.

Осевая для шестерни равная радиальный для колеса:

F_а=F_{t *} tg β =277* 0,249=68,97н.

Найдем окружную скорость колес и степень точности передачи:

V= ω₁*d₁/2 = 300,81*36/2= 5414,58мм/с = 5,4 м/с.

При такой скорости назначаем степень точности – 8-я степень точности.