4.2 Расчет прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени

4.2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Определим допускаемые контактные напряжения для каждого из зубчатых колес [1] с. 28:

(4.25)

где – предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа [1] с. 28:

– коэффициент запаса прочности ([1] таблица 3.1);

–коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев;

– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

– коэффициент, учитывающий влияние смазки;

– коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Выбираем Сталь 45 твердость для шестерни 302 HB, для колеса 269 HB.

При проектировочных расчетах по ГОСТ 21354 принимают:

(4.26)

где – коэффициент долговечности, принимаемый равным =1;

– предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, МПа (зависит от твердости материала зубьев, [1] таблица 3.2).

;

;

Определив величины и в качестве допускаемого контактного напряжения для прямозубого зацепления, принимаем меньшее из двух определенных значений, т.е. [σ_Н]=497,46МПа.

Определяем допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе , МПа [1] стр. 32:

(4.28)

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений [1] с. 32:

(4.29)

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ([1] таблица 3.1):

.

;

– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, при улучшении = 1;

– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев, = 1;

–коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. = 1;

– коэффициент долговечности, ;

– коэффициент безопасности, определяется как =,

где определяется в зависимости от заданной вероятности неразрушения и обработки материала ([1] таблица 3.1),;

определяется в зависимости от способа получения заготовки зубчатого колеса ([1] таблица 3.1),;

– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность к концентрации напряжений, определяется по графику ([1] рис. 3.1),;

– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, = 1;

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса,

4.2.2 Проектировочный расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость

Определим ориентировочный начальный диаметр шестерни [1] с. 34:

(4.30)

где – вспомогательный коэффициент, для прямозубых 770 МПа;

– крутящий момент на ведущем валу, Н∙м;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес НВ, кинематической схемы передачи и величины ,;

– коэффициент внешней динамической нагрузки ([1] таблица 3.3),;

– передаточное число рассчитываемой зубчатой пары,; – коэффициент ширины зубчатого венца, задается в соответствии с [1] таблица 3.4, ;

- допускаемые контактные напряжения.

4.2.3 Определение геометрических параметров зубчатого зацепления

Определим начальный диаметр колеса [1] с. 36:

(4.31)

Определим ориентировочное значение межосевого расстояния при внеш­нем зацеплении [1] с. 36:

(4.32)

Принимаем модуль для прямозубых колес [1] с. 36:

(4.33)

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения:

Определяем число зубьев шестерни и для прямозубого колеса [1] с. 37:

(4.34)

Полученные значения округляем до целых:

и

Уточняем передаточное число [1] с. 37:

(4.35)

Уточняем диаметр начальной окружности шестерни и колеса :

d_w1 =Z₁m (4.37)

d_w1=32∙2=64

(4.38)

Уточняем межосевое расстояние [1] с. 37:

; (4.39)

Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса [1] с. 37:

(4.40)

(4.41)

Определяем окружную скорость[1] с. 37:

(4.42)