2015-08-21
701
Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:
шестерня – сталь 45, термообработка – улучшение 270НВ,
колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 190НВ.
Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:
(3.1)
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
КHL – коэффициент долговечности;
[SH] – коэффициент безопасности;
по [1,c.33]: КHL =1; [SH] =1,1.
Определяем σHlimb по табл.3.2 [1,c.34]:
σHlimb =2НВ+70; (3.2)
σHlimb1 =2×270+70; σHlimb1 =610МПа;
σHlimb2 =2×190+70; σHlimb2 =450МПа.
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 Ка – числовой коэффициент;
КHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент ширины;
Т2 – вращающий момент на колесе (по схеме привода Т2=Т3)
Выбираем коэффициенты:
Ка =49,5 [1,c.32];
КHβ =1 [1,c.32,табл.3.1];
=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];
|
|
|
Т2=Т3=1,72Нм.
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 mn=1мм [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. Ψba<0,4)
;
; 
;
0,315>0,312
Значит, условие выполняется.
Определяем окружные скорости колес
; 
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 КН – коэффициент нагрузки:
КН =КНά× КНβ× КНu;
КНά – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;
КНu - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.
Уточняем коэффициент нагрузки
КНά =1,09; [1,c.39, табл.3.4]
КНu =1; [1,c.40, табл.3.6]
|
|
|
; 
; 
,
тогда КНβ =1,2; [1,c.39, табл.3.7]
КН =1,09×1,2×1; КН =1,308.
Сделав подстановку в формулу (3.12) получим
;
МПа.
Определяем ∆σН
;
; 
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
| Параметр | Шестерня | Колесо |
| mn,мм | ||
| βº | ||
| ha,мм | ||
| ht,мм | 1,25 | |
| h,мм | ||
| с, мм | 0,25 | |
| d,мм | 16,3 | 63,2 |
| dа,мм | 18,3 | 65,2 |
| df,мм | 13,83 | 60,76 |
| b, мм | ||
| аW,мм | ||
| v, м/с | 5,08 | 6,56 |
| Ft, Н | 211,04 | |
| Fr, Н | 11,1 | |
| Fа, Н | 2,33 |
 |
