2.1.6. Определение модуля зацепления.
Значение модуля зацепления m определяем по формуле:
,
КМ – вспомогательный коэффициент;
КМ=6,8 – для прямозубой передачи;
d2 – делительный диаметр.
[σ]F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса
Согласно стандартного ряда принимаем m=1мм.
2.1.7. Определение числа зубьев делительных диаметров шестерни и колеса.
Суммарное число зубьев определяется по формуле:
где β – угол наклона зубьев; β=0
mn=m – нормальный модуль
Число зубьев шестерни определяем по формуле:
Принимаем Z1=40
Тогда число зубьев колеса равно
Определяем фактическое передаточное число:
Определяем отклонение фактического передаточного числа от заданного:
Отклонение фактического от заданного передаточного числа находится в норме.
Делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2 определяем по формуле:
Диаметры вершин зубьев шестерни da1 и da2 равны:
Диаметры впадин зубьев шестерни dƒ1 и колеса dƒ2 равны:
Рабочая ширина зубчатого колеса равна:
Ширина зубчатого колеса шестерни
2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость.
2.2.1. Исходные данные для расчета.
1. Вращающий момент на валу шестерни
;
колеса
2. Фактическое передаточное число зубчатой передачи U=4.
3. Стандартное межосевое расстояние аW=100мм.
4. Рабочая ширина зубчатого венца b2=30мм.
5. Допускаемое контактное напряжение [σН]=481,82МПа
2.2.2. Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым.
Значение расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса, поэтому расчет выполняем для того из колес, у которого меньше допускаемое напряжение [σН].
Для проверки контактных напряжений воспользуемся формулой:
;
где К – вспомогательный коэффициент;
К=436 – для прямозубых передач
-
окружающая сила зацепления
КНα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
КНα=1,1 – для прямозубых передач;
КНβ =1– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
КНυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.3 [1])
Окружная скорость вращения колеса равна:
Согласно таблице 4.2 [1] зубчатых передач при окружной скорости прямозубых колес.
υ<5м/с принимаем 8-ю степень точности КНυ=1,32
Т.к. 445,3МПа<481,82МПа условие выполняется, полученное значение σН не превышает допускаемое [σН].
2.3 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.
2.3.1. Исходные данные для расчета.
1. Частота вращения вала – шестерни
n1=1455об./мин. и колеса n2=363,8об./мин.
2. Вращающий момент на валу шестерни Т1=45Нм и колеса Т2=174,5Нм
3. Рабочая ширина зубчатого вращения b2=30.
4. Делительный диаметр шестерни d1=40мм и колеса d2=160мм.
5. Модуль зацепления m=1.
6. Число зубьев шестерни Z1Ф=40 и колеса Z2Ф=160.
7. Материал шестерни – сталь 40Х, термообработка – улучшение; материал колеса – сталь 45, термообработка улучшение.
8. Заданный срок службы 8,5 лет.
2.3.2. Определение допускаемых напряжений на выносливость при изгибе.
Допускаемые напряжения на выносливость при изгибе определяют отдельно для шестерни и колеса по формуле:
,
где КFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
КFα=1,2 для прямозубых колес;
КFβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
КFβ=1 – для прирабатывающихся колес;
КFυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящие от окружной скорости колеса и степени точности передачи. КFυ=1,12;
YF2 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по таблице 4.4 [1] в зависимости от числа зубьев колеса Z2;
YF2=3,12
Yβ – коэффициент учитывающий наклон зуба;
Yβ=1,04 для прямозубых колес.
где YF1 – коэффициент формы зуба, YF1=3,31
Из первичного расчета видно, что σF1 и σF2 значительно меньше [σF1] и [σF2] соответственно. Это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.
2.4. Основные параметры шестерни и колеса.
1. Модуль зацепления m=1;
2. Число зубьев шестерни Z1=40 и колеса Z2=160;
3. Угол наклона зуба β=0
4. Направление линии зуба – отсутствует;
5. Коэффициент смещения x=0;
6. Делительный диаметр шестерни d1=40мм и колеса d2=160мм;
7. Диаметр вершин зубьев шестерни da1=42мм и колеса da2=162мм;
8. Диаметр впадин зубьев шестерни dƒ1=37,6мм и колеса dƒ2=157,6мм;
9. Межосевое расстояние aW=100мм;
10. Ширина зубчатого венца колеса b2 =30мм;
11. Степень точности n=8.