4. Расчет закрытых передач
Расчет цилиндрических прямозубых, косозубых и шевронных передач производится в соответствии с ГОСТ 21354 – 75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливисть активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняют на контактную выносливость при изгибе.
В данном курсовом проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выногсливость при изгибе ведется при нулевом смещении ( Х = 0 ). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений NHE больше базового числа циклов NHO. Для этого случая коэффициент долговечности KHL, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным KHL = 1.
Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи.
4.1. Выбор материала.
В качестве материала для изготовления зубчатых колес и шестерен используем сталь 40Х. Твердость для колеса принимаем НВ = 270, а для шестерни – НВ = 290 с учетом того, что разница между этими значениями должна составлять 20 … 40 единиц.
Механические свойства: предел прочности σв = 1000 МПа, предел текучести σТ = 800 МПа.
4.2. Проектировочный расчет на контактную выносливость.
Определяем ориентировочное значение начального делительного диаметра для шестерни:
,
(4.1)
где: Kd– вспомогательный коэффициент (для косозубых передач Kd= 675);
KА – коэффициент внешней динамической нагрузки ( KА =1.00 таб.3.3/1/);
Т1Н – исходная расчетная осевая нагрузка ( Т1Н = 145.30 Н∙м );
Ψbd – коэффициент ширины зубчатого венца ( для косозубых передач Ψbd = (0.3 – 1.5), принимаем Ψbd = 0.8);
KHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по
24
ширине венца ( KHβ = 1.11 );
σHP – допускаемое контактное напряжение, МПа.
,
(4.2)
где: σHlim – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;
(4.3)
σHlimb = 2∙HB + 70 – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;
KН1 – коэффициент долговечности ( KН1 = 1);
SН – коэффициент безопасности ( SН = 1.1 );
ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;
ZV – коэффициент, учитывающий окружную скорость;
KL – коэффициент, учитывающий влияние смазки;
KXH – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
Для проектировочного расчета по ГОСТ 21354 – 75 значение коэффициентов ZR ∙ ZV ∙ KL ∙KXH принимаем равными 0.9.
Определяем допускаемое напряжение для шестерни и колеса одновременно:
σHlimb1 = 2∙290 + 70 = 650
σHlimb2 = 2∙270 + 70 =610
,МПа
,МПа
,
МПа
,МПа
В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем:
,
МПа
(4.4)
,МПа
Условие
выполняется.
Определяем ориентировочное значение начального делительного диаметра для шестерни:
,
мм
Определяем начальный делительный диаметр зубчатого колеса:
(4.5)
мм
Определяем межосевое расстояние:
,мм
(4.6)
,
мм
25
Модуль принимаем в зависимости от межосевого расстояния:
,мм
(4.7)
,
мм
,
мм
Принимаем модуль равный ближайшему стандартному значению по ГОСТ 9563 – 60 mn = 2 мм.
Определяем число зубьев:
1)
шестерни
,
(4.8)
где: β – угол наклона линии зуба ( первоначально принимаем β = 10°);
2)
колеса
(4.9)
Далее уточняем основные параметры зубчатой передачи в связи с принятым значением модуля по ГОСТу и округлениемчисла зубьев зубчатых колес до целых чисел.
Уточняем передаточное число по формуле:
, (4.10)
Отклонение от требуемого значения не превышает 5%.
Уточняем угол наклона линии зуба:
(4.11)
Определяем уточненный диаметр начальной делительной окружности:
,
мм
(4.12)
1)
шестерня
,
мм
2)
колесо
,
мм
Уточненное межосевое расстояние:
,
мм
Определяем окружную скорость, м/с:
,
м/с
(4.13)
,м/с
26
Определяем степень точности в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Принимаем степень точности равную 8.
Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса по формулам:
,мм
(4.14)
,мм