Часть вторая

Расчет зубчатой передачи

1. Кинематический расчет передачи

Исходные данные:

Тип двигателя (мощность, кВт/частота вращения, мин ^-1): 4А132М6(7,5/970) ;

Передаточное число: 3,55;

Термообработка колес: азотирование (Аз);

Вид линии зуба: прямая;

Степень точности передачи: 8;

Ресурс работы, час: 16000;

Расположение колес относительно опор: консольное.

1.1. Вращающий момент Т₁ на первом валу

Момент находится по формуле:

Нм,

где Р₁ – мощность двигателя, кВт, n₁ –частота вращения, мин ^–1. Следовательно:

Нм.

1.2. Вращающий момент Т₂ на втором валу

Зная вращающий момент на первом валу, можно найти вращающий момент на втором валу:

,

где U =3,55 – передаточное число; =0,95 - коэффициент полезного действия (КПД), получаем:

Нм.

1.3. Частота вращения второго вала

Частота вращения ведомого вала :

,

получаем: мин ^–1.

1.4. Угловые скорости валов

Угловые скорости валов:

с^-1;

с^-1,

принимаем , тогда:

с^-1, а с^-1.

1.5. Мощность на выходном валу передачи

,

отсюда получаем, что: кВт.

2.Выбор допускаемого контактного [σH] и изгибающего [σF] напряжений определение межосевого расстояния модуля зубчатой передачи и фактического передаточного числа

2.1. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Так как материал для шестерни и для зубчатого колеса не заданы, их следует выбрать исходя из вида термообработки, по таблице 4.1 [1].

Для шестерни и колеса выбираем сталь 40ХН2МА с твердостью HRC₁=40; HRC₂ =35

Определяем допускаемое контактное напряжение []_H:

МПа

где: =1050 МПа - предел длительной выносливости соответствующий базовому числу циклов испытаний (определяется по таблице 4.1 [1]); S_H- коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность, S_H = 1,2 ; К_HD-коэффициент долговечности принимаем равным 1, т.к. не заданны условия работы зубчатой передачи.

Допускаемые контактные напряжения = =875 МПа

Допускаемое напряжение изгиба []_F

где: - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов, зависит от марки материала и вида термообработки, S_F – коэффициент безопасности, S_F =1,75 для штампованных колес.

Для шестерни Mпа;

Для колеса Mпа;

2.2. Выбор коэффициента ширины передачи

Коэффициент ширины передачи зависит от рабочей ширины и от межосевого расстояния по формуле:

,

принимается , по рекомендации таблицы 4.8 [1].

2.3.Определение межосевого расстояния по критерию контактной выносливости

Межосевое расстояние передачи:

мм;

для прямозубых передач К_а=490 – числовой коэффициент, =1,5. Подставляя, числовые данные в формулу получим, что:

мм.

Полученное значение согласовываем с ближайшим стандартным по ГОСТу 2185-81 мм.

2.4.Определение модуля зубчатой передачи

мм,

тогда получаем , согласовываем с ГОСТом 9563-60 и принимаем мм.

2.5.Определение суммарного числа зубьев

,

подставляя значения, получим: .

Определение числа зубьев шестерни:

,

где - число зубьев малого колеса (шестерни).

,

где - число зубьев большего колеса.

,

.

Принимаем , а .

2.6.Фактическое передаточное число передачи

Чтобы найти действительное передаточное число передачи поделим количество зубьев первого колеса на количество зубьев второго колеса:

,

отсюда получаем: . Определим погрешность: ,

что .