3. Расчет передач

3.1 Расчет тихоходной цилиндрической косозубой закрытой передачи

Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40Х и вариант термообработки улучшение+закалка ТВЧ, с твердостью зубьев колес 460 HВ (48 HRC), зубьев шестерни 512 HВ (52HRC).

Определение допускаемого контактного напряжения:

1. Для шестерни.

– допускаемое контактное напряжение при проектировочном расчёте, где

- базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев

S_H = 1,2 - коэффициент запаса прочности

Z_N - коэффициент долговечности режима работы с постоянными нагрузками :

- базовое число циклов нагружений(табл. 4.1.3 [1]).

N_k- эквивалентное число циклов нагружений при постоянной нагрузке.

σH lim=17·HRC+200=17·52+200=1084 МПа

N_{H lim}=30*H_HB^2.4=30·512^2.4= 953·10⁵ циклов

N_k1=60·c·L_h·n=60·10512·96,31= 607,4·10⁵ циклов

N_k<N_{H lim} , следовательно принимаем m=6

Таким образом, допускаемое контактное напряжение для шестерни:

2. Для колеса.

SН=1,2;

σH lim=17·HHRC+200=17·48+200=1016 МПа

N_{H lim}=30*H_HB^2.4=30·460^2.4= 737,46·10⁵ циклов

N_k1=60·c·L_h·n=60·10512·30,57= 192,811·10⁵ циклов

N_k<N_{H lim} , следовательно принимаем m=6;

Таким образом, допускаемое контактное напряжение для колеса:

Следовательно, для дальнейших расчетов принимаем σ_HP1=876,414 МПа,

т.к. σ_HP1.

Определение допускаемых напряжения изгиба

1. Для шестерни

где S_F - коэффициент запаса прочности, принимаем S_F =1,7;

Y_A – коэффициент учитывающий двустороннее приложение нагрузки. Для нереверсивных передач принимаем Y_A=1;

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности у ножки зуба. Так как поверхность шлифуется, то принимаем Y_R=1;

Y_N- коэффициент долговечности;

По таблице 2.2[6] находим , т.к. используется вариант термообработки закалка ТВЧ и m=3мм.

N_{f lim}=40·10⁵ циклов.

N_k1=607,4·10⁵ циклов.

Т.к. H_ш>350 HB, то принимаем q=9.

Тогда,

2. Для колеса

S_F =1,7;

По таблице 2.2[6] находим , т.к. используется вариант термообработки закалка ТВЧ и m=3мм.

N_{f lim}=4·10⁶ циклов.

N_k1=19,281·10⁶ циклов.

Т.к. H_ш>350 HB, то принимаем q=9.

Тогда,

Для выбора необходимого значения, необходим коэффициент Y_F, который будет получен позже.

Проектировочный расчет тихоходной цилиндрической косозубой закрытой передачи

Так как передача закрытая, то расчет ведем по межосевому расстоянию a_w, которое находится по формуле(c.14[6]):

,

где: K_A - коэффициент, учитывающий тип передачи. K_A= 430 МПа^1/3 - для косозубой передачи;

К_Нβ – учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. По графикам(c.14[6]), в зависимости от расположения шестерни относительно опор . Т.к. расположения шестерни относительно опор несимметричное принимают

К_Нβ = 1,2;

Ψ _ba – коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию. По ГОСТ 2185 – 66 принимаем Ψ_ba =0,315(табл. 4.2.8 [1]).

Ψ_bd – коэффициент ( 4.2.5 [1]).

Тогда межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

Принимаем по ГОСТ 2185-66: a_w=135 мм;

Модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563-60: m=3мм.

Находим ширины колёс и шестерён:

Принимаем b₂=42мм; b₁=46 мм.

Определяем минимальный угол наклона зубьев:

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем =86.

Принимаем

Уточняем угол наклона зубьев:

Отсюда ;

Определяем фактическое передаточное число:

- условие выполняется;

Определяем основные размеры шестерён и колёс

Делительные диаметры: ;

;

_{Диаметры вершин:} d_a1=d₁+2m_n=65,931+2*3=71,931мм;

d_a2=d₂+2m_n=204,069+2*3=210,079мм

_{Диаметры впадин:}

Проводим проверку межосевого расстояния по делительным диаметрам: