Расчет зубчатой передачи. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническим заданием на курсовую работу, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют стальные зубчатые колеса с твердостью 350НВ. При этом обеспечивается нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни HB₁ назначается больше твердости колеса HB₂,

HB₁= HB₂+(20-50). (2.1)

Рекомендуемый выбор материалов, термообработки и твердости колес приводятся в таблице 3.6 , а механические свойства сталей в таблице 3.1.

2.5.1. Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендации выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью НВ (НВ ). Принимаем материал: для колеса - сталь 40X, термообработка – улучшение, твердость сердцевины - 235HВ, твердость на поверхности - 261 НВ.

НВ_cр=(235+261)/2=248.

Для шестерни - сталь 40X, термообработка – улучшение, твердость сердцевины - 268HВ, твердость на поверхности - 302 НВ.

НВ_cр=(268+302)/2=285.

HB₁=285>HB₂= 248 на 37 единиц , т.е. условие (2.1) выполняется.

2.5.2 Определяем допускаемые контактные напряжения [σ]_Н и допускаемые напряжения изгиба [σ]_F

По таблице 3.6 определяем величину допускаемых контактных напряжений [σ]_Н в зависимости от твердости:

[σ]_H0=1,8НВ_cр+67Н/мм^2.. (2.2)

Учитывая, что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент долговечности К_HL = 1, тогда получаем:

[σ] _Н1 = К_HL ^. [σ]_H01ср +67 = 1^. 1, 8 ^. 285+67 = 580 МПа;

[σ] _Н2 = К_HL ^. [σ]_{H02 ср} +67 = 1^. 1, 8 ^. 248+67 = 514 МПа.

В качестве расчетных допускаемы напряжений принимаем:

[ ]_H=0.45( [ ]_H1+[ ]_H2 ; (2.3)

[ ]_H=0.45(580+514)=493 Н/мм².

Определяем допускаемое напряжение изгиба по таблице 6[2] в

зависимости от НВ_ср

[ ]_{F 0}=1.03HBср. (2.4)

Учитывая, что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент

долговечности К_FL= 1, тогда

[ ]_F1= К_FL 1,03HBср₁ = 1∙1,03∙ 285=294 Н/мм²;

[ ]_F2= К_FL1,03 HBср₂ = 1∙1,03 ∙248= 256 Н/мм².

2.5.3 Определяем межосевое расстояние редуктора

, (2.5)

где К =430 - вспомогательный коэффициент для косозубой передачи;

К_Нβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимается по таблице 4.1 в зависимости от коэффициента Ψ_bd ;

Ψ_bd - коэффициент ширины колеса относительно делительной окружности шестерни, его значение принимается по таблице 4.2;

Ψ_вα = - коэффициент ширины колеса относительно межосевого

расстояния.

При симметричности расположения шестерни относительно опор

Ψ_bd = 0,8…1,4, принимаем Ψ_bd = 1, тогда _Ψbα = = 0,4 .

Согласно значению Ψ_bd =1, при симметричном расположении колес и

НВ 350 по таблице 4.1 принимаем значение

К_Нβ = 1,04, тогда

=130 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636-69 по таблице 4.3 и окончательно принимаем = 130 мм.

2.5.4 Определяем нормальный модуль зацепления

m_n= ( ) = .

По таблице 4.4 принимаем m_n=2мм.

2.5.5 Определяем число зубьев шестерни z₁, приняв = 10 ⁰, cos = 0,98,

Принимаем z₁=32, тогда .

2.5.6 Уточняем передаточное число:

2.5.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:

.

Рисунок 2.1 – Геометрические параметры зубчатого зацеплени

2.5.8 Определяем геометрические параметры шестерни и колеса:

делительный диаметр:

диаметр окружности вершин зубьев:

диаметр окружности впадин зубьев:

ширина венца колеса:

Принимаем 70мм

ширина венца шестерни:

.

Уточняем межосевое расстояние:

Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи.

Таблица 2.2- Геометрические параметры зубчатого зацепления

Параметр	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, , мм
Модуль зацепления, mn, мм
Угол наклона зубьев, β, град	1403611011	1403611011
Число зубьев, z
Делительный диаметр, d мм
Диаметр вершин зубьев, dа мм
Диаметр впадин зубьев, df мм
Ширина венца, b, мм

2.5.9 Определяем окружную скорость колес:

; d₂ - в мм,

для данной скорости по таблице 4.5 назначаем 8 степень точности изготовления зубчатых колес.

2.5.10 Определение силовых параметров зацепления

На рисунке 2.2 изображена схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.

Рисунок 2.2 - Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

В зацеплении косозубых цилиндрических колес действуют силы:

окружная F_t = 2Т₁ /d₁

радиальная F_r=F_t × tga / cosb = (2.5)

осевая F_a = F_t × tgb=

где b - угол наклона зубьев колес.

У зубчатых передач a =20⁰,

2.5.11 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям, σ_н.

Определяем контактные напряжения по формуле:

, (2.6)

где К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К= 376; =1,22 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки между зубьями (таблица 4.6);

К_Нβ =1,04 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине контактной линии зуба (таблица 4.1);

=1,02 - коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки

(таблица 4.7).

Подставив числовые значения коэффициентов в формулу (2.6), получим:

МПа;

< МПа;

.

Недогрузка в пределах допустимой.

2.5.12. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба, σ_F.

, (2.7)

(2.8)

где К_Fa=0,9 - коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между зубьями (таблица 4.6);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине контактной линии зуба (таблица 4.1);

- коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки

(таблица 4.7);

- коэффициент, учитывающий влияние угла

наклона зуба;

Y_F - коэффициент формы зуба принимается по эквивалентному числу

зубьев

, (2.9)

для шестерни , принимаем z_ν1 =28;

для колеса , принимаем z_ν2 =114.

По таблице 4.8 находим значения: Y_F1=3.81, Y_F2=3.6.

Подставив числовые данные в формулы (2.7) и (2.8), получим;

Условия (2.7) и (2.8) выполняются.

Результаты проверочного расчета целесообразно представить в виде таблицы.

Таблица 2.4. – Параметры проверочного расчета закрытой передачи.

Параметр	Расчетные значения	Допускаемые значения	Примечания
Контактные напряжения, σн, Н/мм2			Недогрузка 2%
Напряжения изгиба, σF,Н/мм2	σF1			Условие прочности выполняется
σF2

Заключение:результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.