Расчет параметров зубчатой передачи

3.2 Расчет параметров зубчатой передачи

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:

шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:

(3.1)

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL – коэффициент долговечности;

[S_H] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: К_HL =1; [S_H] =1,1.

Определяем σ_Hlimb по табл.3.2 [1,c.34]:

σ_Hlimb =2НВ+70; (3.2)

σ_Hlimb1 =2×270+70; σ_Hlimb1 =610МПа;

σ_Hlimb2 =2×250+70; σ_Hlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (3.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:

(3.3)

;

МПа.

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:

(3.4)

где К_а – числовой коэффициент;

К_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

 - коэффициент ширины;

Т₂ – вращающий момент на колесе (по схеме привода Т₂=Т₃)

Выбираем коэффициенты:

К_а =43 [1,c.32];

К_Hβ =1,1 [1,c.32,табл.3.1];

=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];

Т₂=Т₃=218,69Нм.

Подставив значения в формулу (3.4) получим:

; мм;

Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

(3.5)

;

;

Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль m_n=2,0мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

(3.6)

Принимаем предварительно β=12º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,978

; ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:

;

; ; ;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

;

Определяем отклонение передаточного числа от номинального

; .

Допускается ∆U=±3%

Уточняем угол наклона зубьев по формуле (3.16) [1,c.37]:

(3.7)

; ; .

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:

(3.8)

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

(3.9)

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса

; ;

; ; (3.10)

; (3.11)

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

; мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψ_ba<0,4)

;

; ;

0,315>0,223

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

; м/с;

;

; м/с;

м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].

Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]

(3.12)

где К_Н – коэффициент нагрузки:

К_Н =К_Нά× К_Нβ× К_Нu;

К_Нά – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

К_Нβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;

К_Нu - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Уточняем коэффициент нагрузки

К_Нά =1,09; [1,c.39, табл.3.4]

К_Нu =1; [1,c.40, табл.3.6]

; ; ,

тогда К_Нβ =1,2; [1,c.39, табл.3.7]

К_Н =1,09×1,2×1; К_Н =1,308.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

;

МПа.

Определяем ∆σ_Н

;

;  недогрузки,

что допускается.

Определяем силы в зацеплении

- окружная

; (3.13)

; Н;

- радиальная

; (3.14)

; Н;

- осевую

; (3.15)

; Н.

Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

Таблица 2

Параметры закрытой зубчатой передачи

Похожие работы

Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника

Скачать

26777

0

1

... u ≤ 63. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.). В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал- ...

Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке

Скачать

45166

14

5

... напряжения σэкв = 1, 3 Fр / А (109) σэкв = 1, 3 *1780, 08 / 84, 2 = 27, 48 Н/мм2 [σ] 27, 48  75 Проверить прочность стяжных винтов подшипниковых узлов быстроходного вала цилиндрического редуктора. Rу – большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного вала, Rу = 2256, 08 Н. Диаметр винта d2 = 12 мм, шаг резьбы Р = 1, 75 мм. Класс прочности 5.6 ...

Проектирование одноступенчатого редуктора

Скачать

26760

0

2

... Расчет основных размеров корпуса редуктора Определяем толщину стенки проектируемого редуктора по формуле:  δ= 2* [0,1*127,77]1/4 = 3,78 (мм); Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора - 3+7 мм (берем значение 7 мм). Ширина подшипника качения рассчитывается как половина диаметра вала под подшипник. Определяем расстояние от поверхности вершин зубьев ...

Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

Скачать

34072

3

2

... 365·6·2·8=35040 ч. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда L΄h= Lh·0,85=35040·0,85=29784 ч. Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30·103 ч.   2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА   Выбор материала и назначение термической обработки Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением. Для шестерни: НВ1=269…302 = 285,5; Для колеса: ...