Расчет параметров зубчатой передачи

2.2 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]:

(2.1)

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; (2.2)

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]:

(2.3)

;

МПа.

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

(2.4)

де К_а – числовой коэффициент;

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

 - коэффициент ширины;

Т₂ – вращающий момент на колесе

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=388Нм.

Подставив значения в формулу (3.4) получим:

; мм;

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

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

(2.5)

;

;

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

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

(2.6)

Так как β=13º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,974

; ;

Принимаем зуба.

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

;

; ;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

;

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

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

(2.8)

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

(2.9)

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам:

; ;

; ; (2.10)

; (2.11)

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]

(2.12)

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 =1,01; [1,c.39, табл.3.4]

К_Нu =1; [1,c.40, табл.3.6]

; ; ,

тогда К_Нβ =1,09; [1,c.39, табл.3.7]

К_Н =1,01×1,09×1; К_Н =1,1.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

;

МПа.

Определяем ∆σ_Н

;

;  недогрузки,

что допускается.

Определяем силы в зацеплении

- окружная

; (2.13)

; Н;

- радиальная

; (2.14)

; Н;

- осевую

; (2.15)

; 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

Параметр	Шестерня	Колесо
mn,мм	2
βº	13º
ha,мм	2
ht,мм	2,5
h,мм	4,5
с, мм	0,5
d,мм	53	267
dа,мм	57	271
df,мм	48	252
b, мм	54	50
аW,мм	160
v, м/с	2,4
Ft, Н	2906
Fr, Н	1086
Fа, Н	250,7