Расчет зубчатой передачи. Коническая передача

Расчет зубчатой передачи. Коническая передача. Выбор материалов зубчатых колес. Ориентировочные размеры заготовок по формулам 1.1 [1,с.7]: Выбираем для шестерни материал сталь 45 [1,таб.1.1,с.6]: термообработка – улучшение ;твердость поверхности зуба 269-302HB; базовое число циклов перемен напряжения Выбираем для колеса материал сталь 40ХН: термообработка – улучшение; твердость поверхности зуба 235-262HB; базовое число циклов перемен напряжения Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса: [1,с.8] 2.2Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения [1,с.7] где предел выносливости по контактным напряжениям при базовом числе циклов [1,таб.2.1] : коэффициент безопасности: ; [1,таб. 2.1,с.8] коэффициент долговечности: [1,с.8] где базовое число циклов перемен контактных напряжений, эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений: ,[1,с.8] где =0,5 коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы [1,таб 3.1,с.8] Суммарное число циклов нагружения: ,[1,с.9] =0,6 – коэффициент использования передачи в течение года, =0,6 – коэффициент использования передачи в течение суток. После подстановки значений получим Тогда коэффициент долговечности , Примем = =1 Допускаемые контактные напряжения: Так как зубчатая передача коническая с круговым зубом, то .[1,с.9] Окончательно принимаем Допускаемые напряжения изгиба. ,[1,с.9] где -предел изгибной прочности зубьев [1,таб.4.1] , -коэффициент безопасности при изгибе - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода: , . Коэффициент долговечности, где -показатель степени кривой усталости, , [1,табл.3.1,с.8]. -базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов нагружения при изгибе ,[1,с.9] где , -коэффициенты эквивалентности для тяжелого режима работы [1,табл.3.1,с.8] Поскольку, примем. Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: 2.3 Проектный расчет передачи Внешний делительный диаметр колеса. [1,с.32] где =40,22Нм–крутящий момент на шестерне; =1,2 – коэффициент контактной нагрузки; – коэффициент, учитывающий снижение несущей способности зуба конической передачи по сравнению с зубом цилиндрической передачи. [1,таб.14.1,с.32] Полученную величину округлим до ближайшего стандартного значения =200мм. Модуль, числа зубьев колес и фактическое передаточное число.

Расчетное значение модуля [1,с.32] [1,таб.14.1,с.32] Округлим модуль до ближайшего стандартного значения из первого ряда: =1,5мм. [1,с.31] Число зубьев колеса округлим до ближайшего числа 133. Число зубьев шестерни Фактическое передаточное число: , Отличие фактического передаточного числа от номинального Геометрические параметры передачи.

Внешние делительные диаметры колеса и шестерни [1,с.45] Углы делительных конусов [1,с.45] Внешнее конусное расстояние [1,с.45] Ширина зубчатого венца [1,с.45] Округляем b до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров: b=30мм. Коэффициенты смещения. где = – угол наклона средней линии зуба. [1,с.33] Средняя окружная скорость в зацеплении. [1,с.33] где – средний делительный диаметр шестерни, [1,с.33] Тогда Назначаем степень точности, учитывая, что V<5м/c. [1,таб.10.1,с.15] 2.4. Проверочный расчет передачи.

Проверка контактной прочности зубьев.

Для проверочного расчета на контактную прочность используем формулу [1,с.33] [1,таб.14.1,с.32] –коэффициент контактной нагрузки .[1,с.32] Коэффициент распределения нагрузки по ширине колеса при HB2<350. Динамический коэффициент [1,таб.15.1,с.34] Тогда Поскольку, выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям Проверка изгибной прочности зубьев. [1,с.34] где , –коэффициент формы зуба колеса, –коэффициент нагрузки при изгибе .[1,с.34] Здесь –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса; – динамический коэффициент.

Для определения этих коэффициентов используем следующие выражения [1,с.34] Эквивалентные числа зубьев [1,с.35] Коэффициенты формы зуба [1,с.35] Напряжения изгиба 2.5.Силы в зубчатой передаче Окружные силы [1,с.35] Принимая, что направление вращения шестерни совпадает с направлением винтовой линии ее зубьев, определим радиальную и осевую силу на шестерне: [1,с.35] Радиальная и осевая силы на колесе .[1,с.35] 3. Расчет зубчатой передачи.

Цилиндрическая косозубая передача. 3.1. Выбор материалов зубчатых колес.

Ориентировочные размеры заготовок формулам 1.1 [1,с.7]: Выбираем для шестерни материал сталь 40Х [1,таб.1.1,с.6]: термообработка–улучшение; твердость поверхности зуба 269-302HB; базовое число циклов перемен напряжения Выбираем для колеса материал сталь 40ХН: термообработка –улучшение; твердость поверхности зуба 235-262HB; базовое число циклов перемен напряжения Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса: [1,с.8] 2.2Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения. [1,с.8] где предел выносливости по контактным напряжениям при базовом числе циклов [1,таб.2.1]: коэффициент безопасности: , [1, таб. 2.1]. коэффициент долговечности.

Коэффициент долговечности: [1,с.8] где базовое число циклов перемен контактных напряжений. эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений: ,[1,с.8] где =0,5 – коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы [1,таб. 3.1,с.8] Суммарное число циклов нагружения: ,[1,с.9] После подстановки значений получим ; . Тогда коэффициент долговечности Допускаемые контактные напряжения: Так как зубчатая передача косозубая цилиндрическая, то .[1,с.9] Окончательно принимаем. Допускаемые напряжения изгиба. ,[1,с.9] где -предел изгибной выносливости зубьев [1,таб.4.1,с.10]: , -коэффициент безопасности при изгибе: . - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода: , . Коэффициент долговечности ,[1,с.9] где -показатель степени кривой усталости, , [1,табл.3.1,с.8]. -базовое число циклов при изгибе Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе ,[1,с.9] где , -коэффициенты эквивалентности для тяжелого режима работы [1.табл.3.1,с.8] Поскольку, примем. Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: 2.3.Определение геометрических размеров передачи Межосевое расстояние. ,[1,с.11] где для косозубых передач, -коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач. На этапе проектного расчёта задаемся значением коэффициента контактной нагрузки. Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения [1,табл.6.1. ,с.10] Модуль, числа зубьев колёс и коэффициенты смещения. , выбираем стандартный модуль [1,табл.5.1,с.10] Суммарное число зубьев передачи: [1,с.12] . Полученное значение округлим до ближайшего целого числа и определим делительный угол наклона зуба Число зубьев шестерни: Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1=31. Число зубьев колеса: . Фактическое передаточное число: Отличие фактического передаточного числа от номинального Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.

Ширина зубчатого венца колеса: [1,с.12] Округлим до ближайшего числа из ряда номинальных линейных размеров: =64мм [1,с.11]. Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5мм больше, чем. Примем =67мм. Диаметры делительных окружностей зубчатых колёс: [1,с.13] Диаметры окружности вершин зубьев зубчатых колёс: [1,с.13] Диаметры окружности впадин зубьев: [1,с.13] Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи [1,с.13] Для полученной скорости назначим степень точности передачи [1,табл.8.1,с.13] 2.4.Проверочный расчёт передачи.

Проверка на выносливость по контактным напряжениям. ,[1,с.14] где для косозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями , [1,с.14] где А=0,15-для косозубых передач; - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При для определения используем выражение: [1,с.14] Тогда Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса .[1,с.14] Для определения вычислим коэффициент ширины венца по диаметру: [1,с.14] По значению определим методом линейной интерполяции [1,таб.9.1,с.14] , тогда Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции [1.табл.10.1,с.15] Окончательно найдем Перегрузка по контактным напряжениям составляет: Проверка изгибной прочности зубьев.

Напряжения изгиба в зубе шестерни [1,с.15] Коэффициент формы зуба при равен, где –эквивалентное число зубьев ; [1,с.16] Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: [1,с15] Коэффициент торцового перекрытия: [1,с.16] Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Коэффициент нагрузки при изгибе ,[1,с.16] где [1,с.16] В результате получаем. Тогда 2.5.Силы в зацеплении Окружная сила Распорная сила [1,с.16] Осевая сила 4.