2. Расчет и проектирование цилиндрической закрытой зубчатой передачи

1. Выбор материалов зубчатой пары.

Принимаем сталь 40 ХН, ГОСТ 1050-88, термообработка улучшение + закалка ТВЧ, для колеса сталь 45, термообработка улучшение:

- шестерня НВ₁ 370,

- колесо НВ₂ 330 3, стр.52, табл.3.1.

2.2.Определим допускаемое контактное напряжение:

Так как твёрдость поверхности зубьев колеса меньше, чем твёрдость поверхности зубьев шестерни, поэтому расчёт по контактным напряжениям производим для зубчатого колеса.

,(2.1) где

-предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа:

1, стр.74, табл.6.1 (2.2),

МПа,

- коэффициент долговечности 1, стр.76,

- коэффициент безопасности 1, стр.76,

МПа

2.3.Определим ориентировочное межосевое расстояние, мм:

(2.3),

- для косозубой передачи 1, стр.78,

- коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния по ГОСТ2186-66 1, стр.77,

- коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра:

_{, (2.4)}

,

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца 1, стр.78, табл.6.4,

мм,

Принимаем мм.

2.4.Определим модуль, мм:

_{, (2.5)}

мм,

Принимаем по ГОСТ 9563-60 1, стр.79,

2.5.Определим суммарное число зубьев

, (2.6) где

- угол наклона линии зуба 1, стр.79,

_,

Принимаем _.

2.6.Определим число зубьев шестерни и колеса:

_{, (2.7)}

_,

Принимаем _.

_(2.8),

_.

2.7.Уточним межосевое расстояние, мм:

_,(2.9)

мм,

Принимаем по ГОСТ 21185-66 мм1, стр.79 ,

Уточним _:

,(2.10)

_.

2.8.Определим расчётные контактные напряжения, МПа:

, (2.11) где

- коэффициент формы сопряженных поверхностей зуба:

_{, (2.12)}

- угол зацепления 1, стр.81 ,

,

- коэффициент суммарной длины контактных линий,

(2.13),

- коэффициент торцового перекрытия,

, (2.14)

,

,

- ширина венца зубчатого колеса, мм:

_(2.15),

мм,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями 1, стр.83, табл.6.6,

- окружная скорость передачи, м/с,

_{, (2.16)}

м/с,

- коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении 1, стр.83, табл.6.7,

МПа,

Величина расчётного контактного напряжения должна быть в пределах:

_,

_.

- условие расчёта по контактным напряжениям выполняется.

2.9.Определим допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, мПа :

, (2.17)

- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

1, стр.74, табл.6.1, (2.18)

МПа,

МПа,

- коэффициент долговечности 1, стр.76,

- коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки 1, стр.76,

- коэффициент безопасности 1, стр.76,

- коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений 1, стр.76, табл.6.2,

МПа,

МПа

2.10.Определим расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, мПа:

_{, (2.19)}

- коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев:

(2.20),

,

.

Для зубчатых колес, выполненных без смещения, имеет приведенные значения в соответствии ГОСТ 21354-871, стр.84, табл.6.8 ,

_,

_,

МПа,

МПа.

Так как , поэтому определяем расчётное напряжение изгиба зубьев колеса:

, (2.21) МПа

- коэффициент наклона зуба:

для косозубой передачи _{, (2.22)}

,

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для 8 ст. точности 1, стр.84,

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 1, стр.84, табл.6.9,

- коэффициент динамической нагрузки 1, стр.85, табл.6.10,

МПа,

Величина расчётного напряжения изгиба зубьев должна быть меньше допускаемого:

- условие расчёта по изгибным напряжениям выполняется .