2. 

3. 

4.  Расчет закрытой зубчатой передачи

2.1  Выбор материалов зубчатой пары [c34]

Принимаем сталь 40X; термообработка улучшение

— шестерня: HB280;

— колесо: HB260.

2.2.  Допускаемые контактные напряжения [c.33]

[H] = (2HB+70)KHL/[SH]=(2260+70)1/1,1=536 МПа

KHL =1–коэффициент долговечности при длительной эксплуатации

[SH] = 1,1 коэффициент безопасности

2.3.  Допускаемые изгибные напряжения

[F] = 1,8HB/[SF]

[SF] = [SF]'[SF]''=11,75=1,75–коэффициент безопасности

[SF]'=1,75-коэффициент нестабильности свойств материала [c.45]

[SF]''=1- коэффициент способа получения заготовки[c.44]

шестерня [F]1 = 1,8280/1,75 = 288 МПа

колесо [F]2 = 1,8260/1,75 = 267 МПа

2.4. Межосевое расстояние

,

К =43,0- для косозубых передач [c.32]

ba= 0,40–коэффициент ширины колеса [c.33]

KHβ = 1,1–при симметричном расположении колес [c.32]

aW = 43,0 (5+1)×[2123,9×103×1,1/(5362×52×0,4)]1/3 = 241 мм

Принимаем по ГОСТ 2185–66 [c.36] аw = 250 мм

2.5. Модуль зацепления

m=(0,010,02)aw = (0,010,02)250 = 2,55,0 мм

принимаем по ГОСТ 9563–60 [c.36] m = 4 мм

2.6. Число зубьев:

примем предварительно угол наклона зуба =10о, тогда

— суммарное zc= 2awcos/m= 22500,9848/4 = 123
— шестерни z1= zc/(u+1) = 123/(5+1) = 21

— колеса z2= zc-z1 = 123–21 = 102

уточняем передаточное отношение u = z2/z1 = 102/21 = 4,86

НЕ нашли? Не то? Что вы ищете?

уточняем угол наклона зуба

cos = 0,5(z1+z2)m/aw = 0,5(21+102)4/250 = 0,9840 → β = 10º15`

2.7.  Основные размеры зубчатой пары

делительные диаметры

d1= mz1/cos= 421/0,9840 = 85,36 мм;

d2 = 1024/0,984 = 414,64 мм

диаметры выступов

da1= d1+2m = 85,36+24 = 93,36 мм;

da2 = 414,64+24 = 422,64 мм

диаметры впадин

df1= d1–2,5m = 93,36–2,54 = 83,36 мм;

df2 = 414,64–2,54 = 404,64 мм

ширина колеса

b2= baaw = 0,40250 = 100 мм

ширина шестерни

b1= b2+5 = 100+5 = 105 мм

коэффициент bd= b1/d1 = 105/85 = 1,24

2.8. Окружная скорость

v = dn/6104 = 85,36270/6104 = 1,21 м/с

Принимаем 8-ую степень точности

2.9.  Уточняем коэффициент нагрузки

KH = KHaKHβKHv =1,071,06 =1,14

KHa= 1,07–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [c.39]

KHβ = 1,06–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [c.39]

KHv = 1,0–динамический коэффициент [c40]

2.10. Расчетное контактное напряжение

=

= 270/250×[2123,9×103 ×1,14×(4,86+1)3/(100×4,862)]1/2 = 491 МПа.

536–491

Недогрузка  100 = 8,5%

536

2.11. Силы действующие в зацеплении:

—  окружная Ft= 2T2/d1 = 2438,2103/85,36 =10267 Н

—  радиальная Fr = Fttg/cos =10267tg20о/0,984 = 3798 H

—  осевая Fa= Fttg =10267tg10о15` = 1856 H

2.12. Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

F =FtKFYFYbKFa/bm

Y–коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

zv= z/cos3

при z1= 21→ zV1 = 21/(cos10º15`)3 = 22 → YF1 = 4,08

при z2=102 → zV2 = 102/(cos10º15`)3 = 107 → YF2 = 3,6

отношение [F]/YF

шестерня [F]1/YF1 = 267/4,08 = 65,4 МПа

колесо [F]2/YF2 246/3,6 = 68,3 МПа

т. к. [F]2/YF2 > [F]1/YF1 то расчет ведем по зубьям шестерни

коэффициент нагрузки

KF = KFβKFv = 1,11,10 = 1,21

KFβ = 1,10–коэффициент концентрации нагрузки

КFv = 1,1–коэффициент динамичности

Yβ = 1-/140 = 1–10о15`/140 = 0,923

KFa = 0,92 при 8ой степени точности [c.47]

F1 =102671,214,080,9230,92/1054 =102 МПа

Условие F1 < [F]1 выполняется