Расчет цилиндрической зубчатой передачи

1. Исходные данные

Примем n_a = 1000 об/мин – частота вращения входного вала передачи;

N = 11кВт – передаваемая мощность;

u = 10 – передаточное число;

cрок работы

колеса прямозубые.

2. Вращающие моменты:

• на входящем валу

• на выходном валу

3. Числа зубьев

По рекомендации примем число зубьев ведущей шестерни а (рисунок 43) z_a = 18. При числе сателлитов С = 3 усло­вие сборки выполнено: ; 18/3 = 6, где– любое целое число [15].

Тогда числа зубьев других колес:

• неподвижного колеса b с внутренними зубьями

• сателлитов g

Условие соосности выполнено:

.

Условие соседства выполнено:

4. Подбор марки стали и термообработки

Примем для колес стали марки 40ХН с термообработкой по варианту III, т.е. колеса и шестерня подвергаются термообработке улучшению и последующей поверхностной закалке с нагревом ТВЧ. Твердость сердцевины 269…302 НВ, поверхности 48 … 53 НRC. Средняя твердость колес или после перевода в твердость по Бриннелю.

Абсцисса точка перелома кривой усталости: по контактным напряжениям по напряжениям изгиба

5. Определим относительные частоты вращения:

• центральной шестерни

где

• сателлита

6. Напряжения

Число циклов перемены напряжений в зубьях:

• ведущей центральной шестерни

• сателлита

Так как ибольшеи, то коэффициенты долговечностии.

Находим допускаемые напряжения:

7. Предварительные межосевое расстояние и размеры колес

Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно следует определить значения некоторых коэффициентов. Для прямозубой передачи коэффициент межосевого расстояния Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами примемПримем коэффициент ширины колесаПередаточное числоКоэффициент шириныПриS = 8 коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий Число сателлитовС = 3.

Предварительное значение межосевого расстояния при

Ширина сателлита g:

Ширина венца колеса b:

Ширина центральной шестерни a:

Предварительное значение диаметра шестерни

Модуль передачи Округляем в большую сторону до ближайшего значения:

Окончательное значение межосевого расстояния передачи

8. Окончательные размеры колес

Делительные диаметры:

Диаметры окружностей вершин и впадин:

Пригодность заготовок колес

Обе величины значительно меньше предельных допускаемых величин D_пр, S_пр. Следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес.

9. Усилия в передаче

Окружная сила при

Радиальная сила при стандартном угле профиля зуба α = 20°

10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям.

Предварительно определим значения некоторых коэффициентов.

Окружная скорость шестерни

Принимаем 8 степень точности передачи. Коэффициент (колеса прямозубые). Коэффициент(колеса прямозубые). Коэффициент

Коэффициент . Коэффициент

Расчетное напряжение изгиба в зубьях сателлита

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

Напряжение изгиба в зубьях обоих колес значительно ниже допускаемого

Значения коэффициентов при проверке зубьев по контактным напряжениям следующие:

; .

11. Расчетное контактное напряжение

что меньше допускаемого