2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

I ступень

Исходные данные для расчёта:

1. Мощность на ведущем валу P₁= 5876,07 Вт;

2. Частота вращения ведущего вала n₁=1450 мин^-1, n₂=431,55 мин^-1

3. Передаточное число u=4,5;

4. Срок службы передачи L=4 года;

5. Режим нагружения переменный см. рис.1

6. Коэффициенты: K_сут=0,25; К_год=0,7

2.1 Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес

Материалы и термическая обработка зубчатых колес (табл.П1)

Шестерня – сталь 45, улучшение HB₁=192…240, для расчёта HB₁=220;

Колесо - сталь 45, нормализация HB₂=170…217, для расчета HB₂=200.

Механические характеристики материала

шестерня: предел прочности - _в=750 МПа, сечение S  100 мм;

предел текучести - _т=450 МПа.

колесо: предел прочности - _в=600 МПа, сечение S  80 мм;

предел текучести - _т=340 МПа.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

2.2.1 Предел контактной выносливости поверхности зубьев _Hlim.

2.2.2 Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность

S_H1=1,1; S_H2=1,1;

2.2.3 Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев Z_R при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем R_A=1,25…2,5 мкм (табл.П2); Z_R=0,95.

2.2.4 Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес Z_V.

Принимаем V≤5 м/сек; Z_V=1,0.

2.2.5 Срок службы работы передачи L_h за расчетный срок службы

2.2.6 Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость Z_N

;

;

;

;

2.2.7 Производим расчет при переменных режимах нагружения:

;

;

;

Принимаем Z_N1=1, Z_N2=1.

2.2.8 Допускаемые контактные напряжения [_H]₁, [_H]₂

Принимаем _H =405,91 МПа.

2.2.9 Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба _Flim

2.2.10 Коэффициент безопасности при расчете на изгиб S_F (табл.П1).

Принимаем S_F=1,75.

2.2.11 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба Y_R.

Принимаем Y_R=1.

2.2.12 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Y_a=1.

2.2.13 Коэффициент долговечности при расчете на изгиб Y_N

;

;

Принимаем:

2.2.14 Допускаемые напряжения изгиба [_F]₁, [_F]₂

;

2.2.15 Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [_H]_max1, [_H]_max2

2.2.16 Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [_F]_max1, [_F]_max2

2.3 Проектный расчёт

2.3.1 Крутящий момент на выходном валу Т₂

2.3.2 Коэффициент ширины зубчатого венца _bа, относительно межосевого расстояния.

_bа=0,5 (табл.П4).

2.3.3 Коэффициент ширины зубчатого венца _bd, относительно диаметра d₁.

2.3.4 Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость К_Н =1,03 (рис.П1)

2.3.5 Вспомогательный коэффициент К_а

2.3.6 Межосевое расстояние a_w

мм

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (табл.П5)

2.3.7 Ширина зубчатого венца b_w1; b_w2, округляем по таблице П6

2.3.8 Нормальный модуль зубьев m_n

2.3.9 Угол наклона зубьев  = 0

2.3.10 Суммарное число зубьев z_c

2.3.11. Число зубьев ведущего колеса z₁

Принимаем z=26

2.3.12 Число зубьев ведомого колеса z₂

z₂=z_c-z₁=140-26=114

2.3.13 Фактическое передаточное число u

2.3.14. Уточненное значение угла наклона зубьев 

, так как передача цилиндрическая прямозубая

2.3.15 Диаметр делительной окружности ведущего колеса d₁

2.3.16 Диаметр делительной окружности ведомого колеса d₂

2.3.17 Окружная скорость колес v

м/с

2.3.18 Степень точности изготовления передачи – 8 (табл.П9)

2.3.19 Коэффициент торцевого перекрытия:

2.3.20 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила