6. Расчёт механических передач

1. Расчет быстроходной передачи

Исходные данные: T₂ = 30,6 Н·м – крутящий момент на колесе быстроходной передачи;

n₂ = 1152 мин^-1

U = 2,5 – передаточное число;

L_h = 16352 час.

1. Межосевое расстояние:

Предварительное значение межосевого расстояния:

К_а = 49,5 для прямозубого зацепления.

Коэффициент ø_ba = 0,25 – зависит от расположения колеса (консольное расположение колеса относительно опор).

[ó]_H - допускаемое контактное напряжение боковой поверхности зуба колеса, Н/мм². Определяется по табл. 3.1[2] на основе выбранного материала колеса и соответствующей термической обработки, для нормализованных шестерен из стали 40 - [ä]_H = 1,8∙235+64 = 487 МПа.

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зубапри равномерной нагрузке = 1.

После подстановки в расчётную формулу выбранных значений и расчёта межосевого расстояния округляем его до ближайшего стандартного значения из нормального ряда линейных размеров Ra20 и получаем a_w = 80 мм.

Определение модуля зацепления т, мм:

где, К_т - вспомогательный коэффициент = 6,8 - для прямозубых передач;

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2x80x2,5/2,5+1 = 114,28 - делительный диаметр колеса, мм;

b₂ = ø_ba a_w = 0,25x80 = 20 - ширина венца колеса, мм; из ближайшего стандартного нормального ряда линейных размеров Ra40 получаем 20 мм.

[ä]_F = 1,03НВ = 1,03∙235 = 242,05 - допускаемое напряжение изгиба материала колеса, Н/мм² (МПа) (по табл. 3.1).

Полученное значение модуля округляют в большую сторону до стандартного. Принимаем модуль m = 1,0.

Суммарное число зубьев передачи:

Числа зубьев шестерни и колеса:

Число зубьев округляют в большую сторону до цеголо числа.

Уточняем передаточное число передачи:

Геометрические параметры, мм:

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	делительный	d1 = mz1= 1x46 = 46 мм	d2 = mz2= 1x114 = 114 мм
	вершин зубьев	da1 = d1+2m = 46+2х1 = 48 мм	da2 = d2+2m = 114+2х1 = 116 мм
	впадин зубьев	df1= d1 -2,5m=46-2,5х1= 43,5 мм	df2 = d2 - 2,5m=94-2,5х1=91,5 мм
Ширина венца		b1= b2 + 2...4 = 20+4 = 24 мм	b2 = øba aw =0,25x80≈20 мм

Проверим межосевое расстояние: a_w == 80 мм.

Расчет сил в зацеплении:

Рис. Направление сил в зацеплении.

Проверим контактные напряжения , Н/мм² (мПа):

где, К = 436 - для прямозубых передач;

К_на- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: К_на = 1 - для прямозубых колес;

К_HB = 1 - при постоянной нагрузке;

K_HV - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи =1,23 [1. табл. 3.2, табл. 3.3].

Степень точности передачи 7.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни ó_F1 и колеса ó_F2, Н/мм²:

К_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес К_Fa = 1;

К_FB - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес К_FB =1;

К_FV - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи К_FV =1,53 [1. Табл. 3.3];

Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются

по [1. Табл. 3.4] в зависимости от числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ для

прямозубых колес. Y_F1=3,66; Y_F2=3,61;

Для прямозубых колес Y_â = 1;

и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм² [1. Табл. 3.1].