3. Расчет зубчатой передачи

Определение допускаемых напряжений.

Поскольку в условии задания на курсовой проект нет дополнительной информации, принимаем косозубую передачу. Материал колеса и шестерни выбираем по [1, табл.3.3] - cталь 40Х с термообработкой – улучшение. Твердости колеса HB и шестерни HB [1, табл.3.3].

Допускаемые контактные напряжения.

,

где - предел контактной выносливости для шестерни и колеса.

МПа.

МПа.

Коэффициент безопасности [S ]=1,1 для улучшенных передач [1, с.33].

Коэффициент долговечности .

Здесь - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений.

Так как в задании на курсовой проект нет информации о требуемом ресурсе передачи, принимаем нагрузку постоянной длительно действующей. Для этого случая [1, с.33].

МПа.

МПа.

Расчетное допускаемое напряжение для цилиндрических передач с непрямыми зубьями:

МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба.

Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.

МПа.

МПа.

Коэффициент безопасности .

[1, табл.3.9] – учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес.

[1, с.44] – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.

МПа.

МПа.

Расчет основных параметров передачи.

Определение межосевого расстояния.

,

где [1, с.32] – для косозубых передач,

[1, табл.3.1],

[1, с.36] – коэффициент ширины зубчатого венца.

мм.

Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний, принимаем 125 мм.

Модуль зацепления мм.

Принимаем модуль мм.

Принимаем предварительно .

Число зубьев шестерни:

.

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Фактическое значение передаточного числа отличается от предварительного на величину

, что допустимо.

Уточнение угла наклона зубьев:

.

Расчет основных геометрических размеров передачи.

Делительный диаметр колеса

мм.

мм.

Диаметр вершин зубьев .

мм.

мм.

Диаметр впадин зубьев .

мм.

мм.

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни мм.

Проверяем межосевое расстояние.

мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес:

м/с.

По [1, с.32] назначаем 8-ю степень точности передачи.

- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.

[1, табл.3.5], [1, табл.3.4], [1, табл.3.6].

.

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.

МПа.

Силы в зацеплении:

Окружная сила Н.

Радиальная сила Н.

Осевая сила Н.

Рисунок 2 - Схема сил в цилиндрической передаче: 1 – шестерня, 2 – колесо.

Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.

,

Здесь - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

[1, табл.3.8], [1, табл.3.7].

.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Приведенные числа зубьев:

.

[1, с.42].

[1, с.42].

зубья колеса слабее, чем зубья шестерни по условию изгибной выносливости, поэтому произведем их проверку.

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

[1, с.47] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

МПа.

Передача проходит проверки на прочность.