3.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи

3.2.1 Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес

Для изготовления колеса и шестерни передачи выберем сталь 45 со сле­дующими механическими характеристиками:

шестерня:

твердость – H_HB1=48HRC=460HB;

термообработка – улучшение и нормализация

колесо:

твердость – H_HB2=42HRC=400HB;

термообработка – улучшение и нормализация

3.2.2 Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную уста­лость:

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов на­гружения, МПа;

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагруже­ния:

;

.

- коэффициент безопасности );

- коэффициент долговечности;

,

где - базовое число циклов нагружений;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым коле­сом;

;

- ресурс привода в часах;

- частота вращения рассчитываемого колеса, мин^-1.

–нагрузка на данном режиме работы;

–максимальная нагрузка

Т.к. , то, где- показатель степени в формуле Z_N:

За расчетное выбираем меньшее из полученных значений, т.е.

3.2.3 Расчет допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение при изгибе:

,

где - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов на­гружения

- коэффициент запаса прочности по изгибу;

- коэффициент долговечности

где - базовое число циклов нагружения;

циклов;

, т.к. .

- эквивалентное число циклов нагружений;

Т.к должно выполняться условие:

- коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач . Так как по условию передачи у нас не реверсивные -.

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

Принимаем .

3.2.4 Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние зубчатого зацепления

где – коэффициент, учитывающий тип передачи;

Для прямозубой передачи МПа^1/3.

_i– передаточное число. Принимаем i=2.36;

(Н∙м) – крутящий момент на ведомом звене;

–коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния. Выбирается в зависимости от расположения колёс.

Принимаем , т.к. расположение колес симметрично относи­тельно опор (подшипников).

–коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Определяется по графикам в зависимости от значения и твёрдости ко­лёс. Принимаем(По графику на стр.227,[2]).

(МПа) – расчётное допускаемое контактное напряжение

Выбираем из стандартного ряда межосевых расстояний ближайшее к рассчитанному нами значению: a_w=140мм.

Модуль:

_{1) первое колесо : определим ширину колеса и шестерни:}

мм Принимаем .

Ширина шестерни: мм

_{Из таб. Находим Z суммарное по m и a :}

_{ZE=112 , Z1=33 ;}

Тогда число зубцов колеса

_Z2=79

фактическое передаточное число:

Отклонение составляет:

, что допустимо.

Уточним угол наклона зубьев:

Определим диаметры шестерни и колеса:

делительный диаметр шестерни:

делительный диаметр колеса:

диаметр вершин зубцов шестерни:

диаметр вершин зубцов колеса:

диаметр впадин зубцов шестерни:

диаметр впадин зубцов колеса:

Определение диаметров остальных колес:

2) второе колесо:

Ширина шестерни: мм

_{Z1=40, Z2=72}

фактическое передаточное число:

Отклонение составляет:

, что допустимо.

Определим диаметры шестерни и колеса:

делительный диаметр шестерни:

делительный диаметр колеса:

диаметр вершин зубцов шестерни:

диаметр вершин зубцов колеса:

диаметр впадин зубцов шестерни:

диаметр впадин зубцов колеса: