Расчет шевронной передачи

3. Расчет шевронной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу шестерни и колеса Р₁=7,06 кВт

Р₁=6,78 кВт

Вращающий момент на шестерне и колесе Т₁=388 Нм

Т₂=1964 Нм

Передаточное число U=4,5

Частота вращения шестерни и колеса n₁=174 об/мин

n₂=38,7 об/мин

Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω₁=18,2 рад/с

ω₃=4 рад/с

Угол наклона зубьев β=45˚

Расположение колес относительно опор симметричное.

Материал зубчатых колес сталь 45 с термообработкой – улучшение; для колеса твердость 235…262 НВ₂ (248 НВ_2ср), s_Т = 540 Н/мм², наибольшая толщина сечения заготовки ; для шестерни 269…302 НВ₁ (285 НВ_1ср), s_Т = 650 Н/мм², при диаметре заготовки шестерни .

При этом обеспечивается прирабатываемость зубьев: .

Интерполированием, т.е. находим промежуточные значения функции по известным ее частным значениям, [1,табл.4.15] находим число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:

для колеса – N_HO2 = 16,2´10⁶,

для шестерни – N_HO1 = 22,5´10⁶ .

Рекомендуется N_F0 = 4´10⁶ – наработка.

Находим число циклов нагружения зубьев (колеса и шестерни) за весь срок службы:

;

;

;

;

где  - ресурс (срок службы) передачи, примерно три года при двухсменной работе.

Принимаем значения коэффициентов:

K_HL = 1, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи,

K_FL = 1, учитывает долговечность работы.

Определяем допускаемые контактные напряжения [s]_HO и напряжения изгиба [s]_FO, соответствующие числу циклов напряжений N_HO и N_FO [3, табл. 4.6] для материалов зубьев колеса и шестерни:

;

;

;

;

;

;

Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса (срока службы) передачи:

;

;

;

;

;

;

Чтобы рассчитать межосевое расстояние, принимаем расчетные коэффициенты:  – коэффициент ширины венца [1,табл. 4.6], ,  – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (табл. 4.18; 4.20).

Тогда межосевое расстояние передачи равно:

где К_а =43 – числовой коэффициент для шевронной передачи;

Т₂=232Нм.

Подставив значения в формулу (5.1) получим:

; мм;

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

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

;

;

Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль m_n=4,0мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле:

β=45º, тогда cosβ=0,707

; ;

Принимаем зуба.

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

;

;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

;

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.11):

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам (2.10)

; ;

; ; ;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм; принимаем b₂=80мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

; мм.

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

;

; ;

0,315>0,056

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

; м/с;

;

; м/с;

Принимаем для расчетов м/с.

Определяем силы в зацеплении

- окружная

; ; Н;

- радиальная

; ; Н;

- осевого усилия нет.

Принимаем 9-ую степень точности изготовления колес [1,табл.4.5].

Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: K_HV=1,2 (Н≤350HB); К_FV=1,02 [1,табл. 4.13]. Принимаем коэффициенты формы зуба некорригированного зацепления: для шестерни z₁ = 16, Y_F1 = 4,4; а для колеса z₂ = 72, Y_F2 = 3,61. Проверяем зубья колеса по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба:

Расчетное контактное напряжение:

;

;

Определяем ∆σ_Н

;

;  недогрузки, что допускается.

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни:

;

;

;

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается

Все вычисленные параметры заносим в табл.3.

Параметры закрытой шевронной передачи Таблица 3

Параметр	Шестерня	Колесо
mn,мм	4
z	16	72
βº	45º
ha,мм	4
hf,мм	5
h,мм	10
с, мм	0,5
d,мм	90,5	409,5
dа,мм	98,5	422,5
df,мм	80,5	399,6
b, мм	80	62
ω, рад	18,2	4
аW,мм	250
v, м/с	0,8
Т, Нм	388	1964
Ft, Н	9593
Fr, Н	4938