Розрахунок зубчатої циліндричної косозубої передачі

Потужність вхідного валу передачі, кВт:	;
Оберти вхідного валу, хв.^-1:
Передаткове число:
Строк служби, год.:
Навантаження - спокійне
Передача нереверсивна
Клас шорсткості поверхонь зубців – 6
Габарити редуктора обмежені

3.1 Вибір матеріалу та способу термообробки для шестерні та колеса.

Приймаємо у якості матеріалу шестерні та колеса сталь 40ХН.

Для шестерні з радіусом заготовки до100 мм

МПа; МПа; 230-300 НВ₁

Для колеса з радіусом заготовки до300 мм

МПа; МПа; 241 НВ₂

%

3.2 Визначаємо допускні напруження на згин для шестерні та колеса:

3.2.1 Границя витривалості при згині, яка відповідає базовому числу циклів змін напружень:

МПа

МПа

3.2.2 Коефіцієнт,що враховує вплив двостороннього прикладення навантаження

3.2.3 Коефіцієнт довготривалості:

(, ), отже

Базове число змін напружень для всіх сталей:

Сумарне (еквівалентне) число циклів змін напруження:

3.2.4 Коефіцієнт безпеки

;

3.2.5 Чутливість матеріалу до концентрації напружень

3.2.6 Коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зубців

Отримуємо:

МПа

МПа

3.3 Визначаємо допускні напруження згину,при дії максимальних навантажень для шестерні і колеса

3.3.1 Визначаємо граничне напруження, при якому відсутній крихкий злам або залишкові деформації.(табл. 3.19[1])

3.3.2 Коефіцієнти безпеки при дії постійного навантаження

Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень

отже

3.4 Допускне контактне напруження для шестерні

3.4.1 Попередньо знаходимо межу контактної витривалості, що відповідає базовому числу циклів зміни напружень (табл.. 3.17 [1])

3.4.2 Коефіцієнт довговічності

,

де базове число циклів зміни напружень (рис. 3.17[1])

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень (рис. 3.16[1])

Відношення , тому коефіцієнт довговічності визначається за формулою (3.38[1])

,

тобто

приймаємо

Межа контактної витривалості

Коефіцієнт для трибів з однорідною структурою матеріалу(ст.75 [1])

Коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхонь (табл. 3.18 [1])

Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість

Допускне контактне напруження для шестерні

3.5 Допускне контактне напруження для колеса

3.6 Допускне контактне напруження передачі (ф. 3.41 [1])

Перевіряємо умову - умова виконується, тому приймаємо допускне контактне напруження передачі 490 МПа.

3.7 Допускне контактне напруження для розрахунку на дію максимального навантаження для шестерні.

для колеса

3.8 Розрахунок передачі на контактну витривалість. Розрахуємо початковий діаметр шестерні.

Попередньо визначимо величини, необхідні для розрахунку.

3.8.1 Номінальний крутний момент для шестерні

3.8.2 Орієнтовна окружна швидкість

При одержаному значенні кружної швидкості вимагається 9-й ступінь точності зубчатих коліс.

3.8.3 Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами

3.8.4 Коефіцієнт ширини зубчастого вінця при симетричному розташуванні опор

Перевіряємо умову (3.26) [1]

Приймаємо (ст.71 [1])

Кут нахилу ,

Мінімальне число зубців шестерні

Розрахункове число зубців шестерні ,

Отже

3.8.5 Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця

3.8.6 Коефіцієнт, що враховує динамічні навантаження

3.8.7 Коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь

3.8.8 Коефіцієнт, що враховує властивості матеріалів спряжених коліс

3.8.8 Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактної лінії

, де - коефіцієнт торцевого перекриття

Відповідно

Початковий діаметр шестерні

3.8.9 Модуль зачеплення

, округляємо до стандартного значення

перерахуємо початковий діаметр

3.9 Перевірочний розрахунок передачу на контактну витривалість.

3.9.1 Визначаємо розрахункову окружну швидкість при початковому діаметрі шестерні

За отриманої окружної швидкості вимагається 9-й ступень точності, що відповідає прийнятому раніше. Уточнюємо по швидкості коефіцієнти що входять до формули (3.48)[1]

3.9.2 Уточнюємо початковий діаметр шестерні (3.48)[1]

3.9.3 За уточненим початковим діаметром знаходимо модуль зачеплення

Обираємо стандартне значення , що співпадає з обраним раніше, отже початковий діаметр шестерні

3.9.3 Ширина зубчастого вінця при (табл. З.1) [1]

Приймаємо стандартне значення

3.10 Перевірочний розрахунок зубців на контактну міцність при дії максимального навантаження

,

Де діюче контактне напруження для розрахунку на витривалість (табл. 3.13 ф. 3.15) [1]

умова міцності виконується

Отже розрахункове контактне напруження під дією максимального навантаження дорівнює

3.11 Перевірочний розрахунок на витривалість під дією напруження згину.

Розрахункове напруження згину (табл. 3.13 ф. 3.17)

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку

Еквівалентне число зубців шестерні та колеса (ст.76)

Коефіцієнти, що враховують форму зубця шестерні та колеса(рис.3.18)[1]

Коефіцієнт, що враховує вплив нахилу зуба на його напружений стан

Розрахункове питоме навантаження (ф. 3.29) [1]

,

Де коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями

Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця ;

Коефіцієнт, що враховує динамічні навантаження (табл. 3.16)[1]

Відповідно

Напруження згину в зубцях шестерні

В зубцях колеса

3.12 Перевірочний розрахунок згину під дією максимального навантаження.

3.12.1 Розрахункове напруження згину під дією максимального навантаження

для зубців шестерні

для зубців колеса

3.13 Отже, приймаємо наступні значення параметрів передачі:

; ; ; ;

; ;

Визначаємо міжосьову відстань

Перевіряємо міжосьову відстань

3.14 Якщо необхідне наближення величини міжосьової відстані до цілого числа перерахуємо кут нахилу (ф. 3.2’). Приймаємо міжосьову відстань ; відповідно, кут нахилу буде дорівнювати

;

Перераховуємо початкові діаметри зубчастих коліс

Шестерні

та колеса

Перевіряємо міжосьову відстань

Дата добавления: 2015-08-31