2 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
2.1 Выбор материалов и термообработки
Материал и термообработку выбираем по таблице 2.1.
Таблица 2.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи
|
|
Dпред , |
|
НВ1ср |
σT |
σ-1 |
σB |
[σ]H |
|
Элемент |
Марка |
мм |
Термообработка |
|
|
|
|
|
|
передачи |
стали |
Sпред , |
НВ2ср |
|
Н/мм2 |
|
|||
|
|
мм |
|
|
|
|
|
|
|
Шестерня |
40Х |
125 |
У |
286 |
650 |
380 |
890 |
582 |
|
Колесо |
125 |
249 |
320 |
260 |
600 |
465 |
|||
|
|
||||||||
Для обеспечения лучшей приработки зубьев, твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса для косозубых передач твердость шестерни должна быть больше на 20…50 единиц по шкале НВ.
НВ1 = НВ2 + 20…50.
Шестерня.
Материал - Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку шестерни - улучшение.
Твердость зубьев: 286 HB.
Колесо.
Материал - Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку колеса – улучшение.
Твердость зубьев: 249 HB
2.2 Допустимые напряжения при расчёте зубчатых передач
2.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений
Допустимые контактные напряжения при расчёте зубчатых передач c непрямыми зубьями на усталость определяется по формуле:
[σ]H = 0,45([ ]H1 + [ ]H2) |
(2.1) |
КП 13.03.02 04.09 ПЗ |
Лист |
|
|
|
10 |
Изм. Лист |
№ докум. |
Подпись Дата |
Предел контактной выносливости определяют по формуле:
[σ]HO = 1,8HBср + 67;
KHL=1;
[σ]HO1 = 1,8HB1ср + 67 = 1,8 ∙ 286 + 67
[σ]HO2 = 1,8HB2ср + 67 = 1,8 ∙ 249 + 67
Н limb |
поверхностей зубьев |
(2.2)
=582 Н/мм2;
=515 Н/мм2;
Определяем допустимые контактные напряжение для шестерни и
колеса: |
|
|
|
|
|
|
[σ] |
H1 |
= |
[σ] |
HO1 |
= 582 (Н/мм2); |
(2.3) |
|
HL |
|
|
|
||
[ ] |
H2 |
= |
[σ] |
HO2 |
= 515 (Н⁄мм2); |
|
|
HL |
|
|
|
Максимальное допустимое контактное напряжение на усталость зубьев косозубой передачи определяется по следующей формуле:
[σ]H = 0,45([ ]H1 + [ ]H2) = 0,45(582 + 515)
Требуемое условие выполнено: |
|
Н |
1,23 |
Н |
|
|
|||
|
|
|
|
2 |
= 494(Н/мм2); (2.4)
2.2.2 Определение допускаемых напряжений на изгиб
Допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости:
[σ]HO = 1,03HBср; |
(2.5) |
KFL=1;
[σ]FO1 = 1,03HB1ср = 1,03 ∙ 286 = 295 Н/мм2;
[σ]FO2 = 1,03HB2ср = 1,03 ∙ 249 = 256 Н/мм2;
Определяем допустимые напряжения на изгиб для шестерни и колеса:
[σ] |
F1 |
= [σ] |
FO1 |
= 295 (Н/мм2); |
(2.6) |
|
FL |
|
|
КП 13.03.02 04.09 ПЗ |
Лист |
|
|
|
11 |
Изм. Лист |
№ докум. |
Подпись Дата |
[ ]F2 = FL [σ]FO2 = 256 (Н⁄мм2);
Цилиндрические зубчатые передачи с непрямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σ]F из полученных для шестерни и колеса, т. е. по менее прочным зубьям.
[ ]F = [ ]F2 = 256 (Н⁄мм2)
2.3 Расчет цилиндрической зубчатой передачи
2.3.1 Межосевое расстояние
|
|
3 |
|
103 |
|
|
|
|
|
= ( |
+ 1)√ |
|
3 |
|
|
, |
(2.7) |
[ |
]2 |
|
|
|||||
|
ред |
|
2 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
ред |
|
|
|
где - коэффициент для косозубых колес = 43
ред - передаточное число редуктора, ред = 3,15 ;
T3- вращающий момент на ведомом валу, T3 =547,71 Нм
[ ] - расчетное допускаемое напряжение, [ ] = 471Н/мм2;
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес,
=0,36;
- коэффициент в случае несимметричного расположения колес
= 1.
3 547,71 103
= 43 (3,15 + 1)√4942 3,152 0,36 1 = 152,86 мм;
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw = 160
мм.
2.3.2 Модуль зацепления
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей
рекомендации: |
|
|
|
||
|
|
= (0,01 … 0,02) |
|
= (0,01 … 0,02) 160 = 1,6 … 3,2 мм |
(2.8) |
|
|
|
|
||
КП 13.03.02 04.09 ПЗ |
Лист |
|
|
|
12 |
Изм. Лист |
№ докум. |
Подпись Дата |
принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=3,0 мм.
2.3.3 Определение числа и угла наклона зубьев
Примем предварительный угол наклона зубьев |
10 |
0 |
и определим |
||||||||
|
|||||||||||
|
|
||||||||||
число зубьев шестерни по формуле: |
|
|
|
||||||||
|
|
2 |
|
|
|
|
2 160 10 |
|
|
|
|
1 |
= |
|
|
|
= |
|
= 25,31 |
|
|
(2.9) |
|
( |
|
+1) |
|
(3,15+1) 3 |
|
|
|||||
|
|
ред |
|
|
|
|
|
||||
Принимаем z1= 25. Определим число зубьев колеса по формуле: |
|||||||||||
2 |
= 1 ред = 25 3,15 = 78,75 |
|
|
(2.10) |
|||||||
Принимаем z2 =78.
Уточним значение угла наклона зубьев по формуле:
|
( |
+ |
) |
(25+78) 3 |
|
|
|
= |
1 |
2 |
|
= |
|
= 0,965625 |
(2.11) |
|
2 |
|
2 160 |
||||
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
||
β= 15,06645°
Определим фактическое передаточное число uф и его отклонение ∆u от заданного uред:
|
ф |
= |
2 |
= |
78 |
= 3,12 |
|
|
|
(2.12) |
|||
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
1 |
25 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
∆ = |
|
| ф− ред| |
100% = |
|3,12−3,15| |
100% = 0,95% |
(2.13) |
|||||||
|
|
|
|
|
3,15 |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
ред |
|
|
|
|
|
|
|
|
Требуемое условие выполнено:
∆ ≤ 4%
2.3.4 Определение фактических основных геометрических параметров косозубой передачи.
Вычисляем фактическое межосевое расстояние:
|
( + |
) |
(25+78) 3 |
|
|
||
= |
1 2 |
|
= |
|
|
= 160 мм |
(2.14) |
|
|
|
|
||||
|
2 |
2 15,06645 |
|
|
|||
|
|
|
|||||
Делительный диаметр шестерни и колеса:
КП 13.03.02 04.09 ПЗ |
Лист |
|
|
|
13 |
Изм. Лист |
№ докум. |
Подпись Дата |