Параметры зубчатых передач привода

Наименование параметра	Зубчатые колеса
	z1=25	z2=45	z3=21	z4=85
Делительный диаметр, мм	75	135	63	255
Диаметр вершин, мм	81	141	69	261
Диаметр впадин, мм	67,5	127,5	55,5	247,5
Диаметр ступиц, мм	60	60	60	140
Длина ступиц, мм	55	55	60	75
Ширина зубчатого венца, мм	28	25	28	25
Модуль, мм	3		3

3. Проверочные расчеты деталей привода

3.1. Проверочный расчет зубчатых передач

Зубчатые передачи, используемые в приводе – цилиндрические, прямозубые, β = 0º. Так как основным критерием работоспособности передач в коробке скоростей металлорежущих станков является прочность зубьев на изгиб, для их изготовления принимаем материал, подвергающийся цементации – сталь 20Х. При такой термообработке материал приобретает следующие свойства, табл. 2.28:

• твердость зубьев на поверхности, H= (56…62)HRC;

• твердость сердцевины зубьев, H= (30…45)HRC.

Расчет производим при работе передач с максимальным крутящим моментом по методике, изложенной в пп. 2.8.2. Основные силовые характеристики зубчатых пар при таком режиме работы приведены в табл. 4.3.

Таблица 4.3

Основные силовые характеристики зубчатых передач при работе с максимальным моментом

Параметр	Формула, источник	Передача
		25/45	21/85
Максимальный крутящий момент M1, Нм	кинематическая схема	87,3	152,4
Частота вращения n1, мин^-1	кинематическая схема	1500	833
Окружная скорость V, м/с	πd1n1/60000	3,14·75·1500/60000 = = 5,9	3,14·63·833/60000 = = 2,8
Окружная сила Ft, Н	2000M/d	2000·87,3/75 = 2328	2000·152,4/63 = = 4838
Радиальная сила Fr, Н	Fttgα	2328·tg20º = 847	4838·tg20º = 1761
Осевая сила Fa, Н	–	–	–
Нормальная сила Fn, Н	Ft/cosα	2328/cos20º = 2477	4838/cos20º = 5149

Расчет коэффициентов расчетной нагрузки по ГОСТ 21354 – 87 приведен в табл. 4.4.

Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба проводится раздельно для шестерни и колеса, представлен в табл. 4.5.

Расчетное местное напряжение от изгиба σ_Fдля шестеренок и колес передач 25/45 и 21/85 меньше допускаемого напряжения изгибаσ_FP, следовательно, обе передачи удовлетворяют критерию работоспособности по напряжению изгиба.

Проверочный расчет на контактную выносливость зубьев представлен в табл. 4.6. При этом величины расчетных контактных напряжений σ_Hдля шестерни и колеса одинаковы, а за допускаемое контактное напряжение σ_HPпринимается наименьшее напряжение из допускаемых для шестерни σ_HP1и колеса σ_HP2:

σ_HP=min(σ_HP1; σ_HP2).

По результатам расчета контактное напряжение в полюсе зацепления σ_Hдля передач 25/45 и 21/84 меньше допускаемого σ_HP, следовательно, зубчатые пары удовлетворяют критерию работоспособности по контактным напряжениям.

Таблица 4.4