5Расчёт открытой прямозубой зубчатой передачи.

5.1 Общие сведения

Зубчатая передача состоит из двух колёс, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее – колесом. Термин зубчатое колесоотносят к обоим колёсам передачи. Жесткая связь обоих колёс исключает какое любо проскальзывание.

5.2 Выбор материалов

Принимаем для изготовления шестерни и колеса сталь 45 (улучшения) с механическими характеристиками:

Для колеса Н/мм² _;

Для шестерни Н/мм²

5.3Определяем допускаемые критические напряжения.

шестерня Н/мм²;

колеса Н/мм²;

= = МПа;

Где – принимаем 1, = 1,15 - коэффициент безопасности.

5.4Определяем межосевое расстояние.

а = =

= = = 0,05241 × 1980 = 103,772 мм;

Где = для прямозубых 49.5 , = 1,1 – взято из таблицы 7 (методическое указание к выполнению курсового проекта по дисциплине “техническая механика”) , = 31,2 Н∙м- крутящий момент на валу,u₁= 3 –передаточное отношение зубчато открытой передачи, = 0,125 - коэффициент ширины колеса.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-81: а = 125 мм.

5.5 Модуль зацепления.

Нормальный модуль зацепления принимаю по следующей рекомендации: m= Принимаем по ГОСТ 9563 – 80,

m= 2,98 мм.

5.6 Определяем Суммарное число зубьев.

z = z +z

z =

5.6.1Определяем число зубьев шестерни и колеса.

z =

z = z - z = 63

u =

Принимаю стандартное передаточное отношение в соответствии с ГОСТ 2185-21, u= 3.

5.7Проверка межосевого расстояния.

= 0,5 = 125,16 мм

5.8 Геометрические параметры передачи.

Ширина зубчатого колеса: b = ×а = 0,125 × 125 = 15,625 мм;

Ширина шестерни: b = b + мм.

Диаметры делительные:

d = z ×m = 21 × 2,98 = 62,58 мм;

d = z ×m = 63 × 2,98 = 187,74 мм.

Диаметры вершин зубьев:

da₁ = d + 2m = 62,58 + 5,96 = 68,54 мм;

da₂ = d + 2m = 187,74 + 5,96 = 193,7 мм.

Диаметры впадин зубьев:

Для шестерни: d_f1=d₁-2,4m=62,58-7,152=55,428 мм;

Для колеса: d_f2=d₂-2,4m=187,74-7,152=180,588 мм.

Коэффициент шестерни по диаметру:

= = .

Назначение степени точности передачи.

ν = 0,5×ω ×d - скорость зубчатых колёс.

ν = 0,5 × ×62,58 = 3,1 м/с.

По таблице 8 (методическое указание к выполнению курсового проекта по дисциплине “техническая механика”) определяем степень точности – 8, окружная скорость 1,05 м/с.

5.9 Силы в зацеплении передачи.

1) Окружная сила: F_t2=2T₂ d₁=2∙10³∙ 88 62,58=2812,4 H,

5.10 Проверка контактных напряжений.

= K × К × К - коэффициент нагрузки.

Где: K = 1,1 – взят из таблицы 7 (методическое указание к выполнению курсового проекта по дисциплине “техническая механика”), К = 1,05м/с – взят из таблицы 8 (методическое указание к выполнению курсового проекта по дисциплине “техническая механика”), К = 1.

= 1,1 × 1,05 × 1 = 1,155

b = ×а = 0,125×125 = 15,625 мм

σ = × ≤

σ = 2,48 × 96,04 = 238,18МПа

5.11 Проверка напряжений изгиба.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

_F=F_tK_FY_FK_Fa bm_n≤[ _F]

K_F=K_F𝛽K_Fv -- коэффициент нагрузки. K_F𝛽 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, который выбирается по таблице 10.8(учебник Иванова). При =0,3, твердости HB≤350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_F𝛽=1.

K_Fv—коэффициент динамичности, который в зависимости от окружной скорости и термообработки выбирается по таблице 11. K_Fv=1,1.

Таким образом, коэффициент:

K_F=1 ∙1,1=1,1;

На ст.52 по таблице определяем: Y_F1=4,09 и Y_F2=3,62.

Допускаемое напряжение: [𝜎_F]=𝜎⁰_Flimb [S_F]

По таблице 12 для стали 45 улучшенной при твёрдости HB≤350, 𝜎⁰_Flimb=1,8HB.

Для шестерни 𝜎⁰_Flimb=1,8∙230=414 МПа;

Для колеса 𝜎⁰_Flimb=1,8∙200=360 МПа.

[S_F]=[S_F]'[S_F]" – коэффициент безопасности, где [S_F]'=1,75, [S_F]"=1. Следовательно, [S_F]=1,75.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни [𝜎_F1]=414 1,75=236,6 МПа;

Для колеса [𝜎_F2]=360 1,75=205,7 МПа.

Находим отношения [𝜎_F] Y_F для шестерни: 236,6 4,09=57,8 МПа, для колеса 205,7 3,62=56,8 МПа.

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты K_Fa по формуле:

K_Fa=4+(ε_а-1)(n-5) 4ε_а.

Где ε_а – коэффициент торцового перекрытия, n – степень точности.

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия ε_а=1,5 и 8-й степени точности K_Fa=0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

_F=F_tK_FY_FK_Fa bm_n≤[ _F]

_F1=2812,4 ∙1,1∙4,09∙0,92 15,625 ∙2,98=250 МПа.