Проектный расчет зубчатой передачи

Цель расчета: определение межосевого расстояния из условия контактной прочности зубчатого зацепления.

Межосевое расстояние

,

где - коэффициент для косозубых колес,

- коэффициент для прямозубых колес,

 

- коэффициент неравномерности нагрузки;

- коэффициент ширины колеса;

- допускаемое контактное напряжение.

Для определения межосевого расстояния найдем перечисленные выше коэффициенты и допускаемое контактное напряжение .

2.1.1. Выбор материала зубчатых колёс редуктора.

Результаты выбора материала по приложению, табл. 6. приведены ниже в таблице 3.

2.1.2. Предел контактной выносливости материала колеса (Приложение, табл. 7):

МПа.

2.1.3. Допускаемое контактное напряжение материала колеса

МПа,

где - коэффициент безопасности. Принимаем = 1, 1;

- коэффициент долговечности. Принимаем =1 для длительно работающих передач (более 5 лет).

Таблица 3

Выбор материала зубчатых колёс редуктора

	Материал	Твердость по Бринелю НВ	Термообработка	Предел контактной выносливости , МПа	Допускаемые контактное напряжение , МПа
Шестерня	Сталь 40Х		Объёмная закалка	-	-
Колесо	Сталь 45		Улучшение

Примечание. При расчёте предела контактной выносливости твёрдость принимается для наименее прочного материала, в данном случае, для материала колеса.

2.1.4. Выбираем коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния . По табл. 4 приложения для одноступенчатого редуктора с симметричным расположением зубчатых колес относительно опор с твердостью рабочих поверхностей HB_ср 350 и в соответствии со стандартным рядом(0, 100; 0, 125; 0, 160; 0, 200; 0, 315; 0, 400; 0, 500; 0, 630; 0, 800; 1, 0; 1, 25) принимаем .

2.1.5 Коэффициент ширины зубчатого венца , относительно диаметра .

2.1.6. Коэффициент неравномерности нагрузки при расчете по контактным напряжениям =1, 036. Определяется интерполированием по табл. 8 приложения.

 

2.1.7. Расчётное межосевое расстояние

= 112, 3 мм.

Межосевое расстояние округляют до ближайшего большего стандартного значения по ГОСТ 2185-66: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400 мм.

Принимаем = 125 мм.

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

2.2.1. Ширина колеса

.

Численные значения ширины зубчатых колес округляются до ближайшего числа по ГОСТу 6636 -69 «Нормальные линейные размеры». Так, из ряда в диапазоне от 16 до 100 мм предусмотрены следующие основные нормальные линейные размеры: 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90. 95, 100 мм.

2.2.2. Фактическое контактное напряжение

= 459 МПа,

где - коэффициент для косозубых колес,

- коэффициент для прямозубых колес,

2.2.3. Загруженность передачи (недогрузка или перегрузка):

.

Недогрузка не превышает 10 %, что допустимо (перегрузка составляет не более 5 %).

Геометрические параметры передачи

2.3.1. Модуль зацепления

Расчётный модуль округляется до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 9563-80:

1 - й ряд: 1; 1, 25; 1, 5; 2; 2, 5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16 мм и т.д.

2 – й ряд: 1, 12; 1, 375; 1, 75; 2, 25; 2, 75; 3, 5; 4, 5; 5, 5; 7; 9 мм и т.д.

Принимаем 2 мм.

2.3.2. Ширина венца шестерни

b₁ = b₂ + 5 = 40 + 5 = 45 мм.

2.3.3. Предварительный угол наклона зубьев

, .

2.3.4. Суммарное число зубьев

.

2.3.5. Число зубьев шестерни .

2.3.6. Число зубьев колеса

122 - 27 = 95.

2.3.7. Фактический угол наклона зубьев

, .

2.3.8. Диаметры делительных окружностей

шестерни - = 55, 31 мм;

колеса – = 194, 69 мм.

2.3.9. Фактическое межосевое расстояние

= 125 мм.

2.3.10. Диаметры окружностей вершин зубьев:

шестерни - ;

колеса – = 198, 69 мм.

2.3.11. Диаметры окружностей впадин зубьев:

шестерни - 55, 31 – 2, 5·2 = 50, 31 мм;

колеса – 194, 69 – 2, 5·2 = 189, 69 мм.

2.3.12. Фактическое передаточное отношение = 3, 52.

2.3.13. Погрешность передаточного отношения

= 0, 8 %.

Погрешность не превышает допустимого отклонения [Δ u] = 4%,

2.3.14. Окружная скорость колес

= 2, 56 м/с.

Степень точности передачи - 9 (Приложение, табл. 9).

2.4. Дополнительная проверка передачи по напряжениям изгиба

2.4.1. Окружная сила = 1921 Н.

2.4.2. Допускаемое напряжение изгиба

= 172, 8 МПа,

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба. = 1, 8·240 = 432 МПА (Приложение, табл. 7);

1, 55-1, 75 – коэффициент безопасности. Примем 1, 75;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент, учитывающий реверсивность передачи (червячная передача – нереверсивная: К_FC = 1, - другие зубчатые передачи являются реверсивными). Примем 0, 7.

2.4.2. Расчетное напряжение изгиба

=92, 25 МПа,

где - коэффициент, учитывающий форму зуба. Принимаем = 3, 6175 (Приложение, табл. 10);

коэффициент неравномерности нагрузки при расчете на изгиб. Принимаем = 1, 062 (Приложение, табл. 11).

Вывод.

Расчетное напряжение изгиба = 92, 25 МПа меньше, чем допускаемое напряжение изгиба = 172, 8 МПа, следовательно, передача выдержит нагрузку.

⇐ Предыдущая123

Поделиться: