4 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные:
n1=424 мин-1 ; ω1=44,4 рад/с Т1=117,1 ; Р1=5,2 КВт;
n2=106 мин-1 ; ω2=11,1 рад/с Т2=441,4 ; Р2=4,9 КВт;
U=4 tр=12500 ч
4.1 Выбор механических характеристик материалов передачи и определение допускаемых напряжений:
4.1.1 Выбор материала, термообработки и твёрдости.
Шестерня: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88);
Обработка улучшением, твёрдость заготовки 248НВ1.
Зубчатое колесо: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88);
Обработка нормализация, твёрдость заготовки 193НВ2.
4.1.2 Число циклов нагружения зубьев:
для зубьев шестерни: N1=60·n1·tp;
N1=60·424·12500=318·106.
для зубьев колеса: N1=60·n2·tp;
N1=60·106·12500=795·105.
4.1.3 Определение допустимых контактных напряжений:
Допустимые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность:
для шестерни
для колеса ,
где - предел выносливости зубьев при контактном нагружении:
для шестерни
для колеса
SH-коэффициент безопасности, SH=1,1;
KHL-коэффициент долговечности;
МПа;
МПа.
В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем
4.1.4 Определение допустимых изгибных напряжений:
для шестерни ;
для колеса ;
где -предел выносливости зубьев при изгибном нагружении
для шестерни
для колеса
SF-коэффициент безопасности (SF=1,1);
KFС-коэффициент реверсивности(KFC=1 для нереверсивной передачи).
МПа;
МПа.
4.2 Определение межосевого расстояния:
,
где Kα-коэффициент, для прямозубых передач Kα=495;
-коэффициент ширины зубчатого венца. При симметричном расположении =0,4.
KHβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубчатых колёс KHβ=1.
мм.
Округлим до стандартного значения:мм
4.3 Определение модуля зубьев:
mn= (0,01…0,02) · аω=0,015·200=3, возьмем стандартное значение mn=2,5
4.4 Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
z∑ = ;
где β – угол наклона зубьев, у прямозубых колес β =0º
z∑ = .
4.5 Число зубьев шестерни:
z1 =.
z1 =.
4.6 Число зубьев колеса:
z2 = z∑ - z1;
z2 =160-32=128.
4.7 Фактическое передаточное число:
Uф =
Uф =
4.8 Диаметр делительной окружности:
шестерни d1 =
d1 =
колеса d2 =
d2 =
4.9 Диаметр окружности вершин зубьев:
шестерни da1 = d1 + 2·m;
da1 =80+2·2,5=85мм.
колеса da2 = d2 + 2·m;
da2=320+2·2,5=325мм.
4.10 Диаметр окружности впадин зубьев:
шестерни df1 = d1 – 2,5 · m;
df1 =80-2,5·2,5=74мм.
колеса df2 = d2 – 2,5 · m;
df2 =320-2,5·2,5=314мм.
4.11 Ширина зубчатых венцов:
колеса b2 = ψba · aω;
b2 =0,4·200=80мм.
шестерни b1 = b2 + 3;
b1 =80+3=83мм.
4.12 Окружная скорость зубчатых колес:
υ = ω1 ·
υ
степень точности = 9.
4.13 Силы в зацеплении:
Окружные Ft1 = Ft2 =
Ft1 = Ft2 =
Радиальные Fr1 = Fr2 =
Fr1 = Fr2 =
Схема действия сил представлена на рисунке 4.1.
Рис. 4.1 – Схема действия сил
4.14 Контактное напряжение:
σн = К’a
К’a - коэффициент, К’a = 436; Нα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями,КНα = 1,0; КНβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, КНβ = 1; КНО – коэффициент динамической нагрузки, КНО = 1,1.
σН = 436 ·
Проверка: % - недогруз.
4.15 Напряжение изгиба:
для зубьев шестерни σF1 =
для зубьев колеса σF2 = ,
Yβ- коэффициент, учитывающий наклон зубьев, Yβ=1; YF – коэффициент формы зуба, YF1=3,8, YF2=3,61; КFα– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, КFα=1; КFβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, КFβ=1; КFυ– коэффициент динамической нагрузки, КFυ=1,03.