Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

Требуемое общее передаточное отношение передач, через которые передается поток мощности на вал III

(1.2.1)

Разбивка передаточного отношения по ступеням

(1.2.2)

где i_рем- передаточное отношение ременной передачи;

i_ред - передаточное отношение редуктора;

Угловые скорости и частоты вращения элементов привода

Мощность на валах

Крутящий момент:

Результаты расчета сведем в таблицу 1

Таблица 1 - Результаты кинематического и силового расчета

№ вала	Мощность, кВт	Частота вращения	Крутящий момент
Н∙м
	10,75
	10,43
	10,02

2 Проектировочные расчеты передач

Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Исходные данные:

- Вращающий момент на меньшем колесе T₁ = 70 Н^. м ;

- Частота вращения меньшего колеса n₁ = 1460 об/мин ;

- Передаточное число зубчатой передачи u = 3 ;

- Делительный угол наклона линии зуба β = 20˚ ;

Проектировочный расчет из условия сопротивления контактной усталости поверхностей зубьев:

Задаем материал и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Материал шестерни и колеса: сталь 45, термообработка ''улучшение''. Твердость шестерни Н₁ = 285 НВ, колеса Н₂ = 248 НВ.

Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес

, (2.1.1)

где σ_{Н liim B} - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа;

Ζ_Ν - коэффициент долговечности;

(2.1.2)

[S_H] - минимальный коэффициент запаса прочности;

[S_H] _{1, 2} = 1,1 при термообработке “улучшение”.

где N _{H lim B} – базовое число циклов напряжений ;

(2.1.3)

Ν _ΗΕ – эквивалентное число циклов изменения контактныхнапряжений ;

q _H – показатель степени кривой контактной усталости .

(2.1.4)

N _{H lim В 1} = циклов;

N _{H lim В 2} = циклов.

Определим долговечность привода:

(2.1.5)

(2.1.6)

ч

N _HE = 60 L _h· n,

N _{HE 1} = 60 L_h· n ₁ = 60 ·11680 · 1460 = 1020 ·10 ⁶ циклов;

N _{HE 2} = 60 L_h· n ₂ = 60 ·1000 · 114 · 1 · 1 = 3400 ·10 ⁶ циклов.

Так как N _{HE 1, 2} > N_{H lim В 1, 2} q_H = 20.

, принимаем равным 1

, принимаем равным 1

МПа

МПа

(2.1.7)

Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых колес

(2.1.8)

Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния передачи

где К_а=430 - вспомогательный коэффициент;

К_{H b} - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий ;

Y¢_ba- предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния.

(2.1.9)

где Y¢_bd=1,2 - предварительное значение коэффициента ширины венца относительно диаметра.

При симметричном относительно опор расположение колес и Н _{1, 2}<350 НВ

Коэффициент концентрации нагрузки

(2.1.10)

Задаем Ψ_bm = 30

Определяем числа зубьев колес

(2.1.12)

(2.1.11)

Проверяем отсутствие подрезания зубьев колес

(2.1.13)

где X – коэффициент смещения исходного контура (принимаем X _1,2 = 0);

α _t– делительный угол профиля зубьев в торцовом сечении.

(2.1.14)

где α =20^° – угол профиля исходного контура.

Так как Z ₁ и Z ₂ > Z _min , подрезания зубьев колес не будет.

Делительный нормальный модуль зубьев

(2.1.15)

мм

Округляем модуль до стандартного m = 2 мм.

Межосевое расстояние передачи при стандартном модуле зубьев

(2.1.16)

мм

Уточненное значение коэффициента ширины венца

(2.1.17)

(2.1.18)

Рабочая ширина венца зубчатой передачи

= 106,42 · 0,42 = 44,7 мм 45 мм .

Определим делительные (начальные) диаметры колес

(2.1.19)

коэффициент торцевого перекрытия

(2.1.20)

основной угол наклона линии зуба

; (2.1.21)

окружная скорость колес на начальных цилиндрах

(2.1.22)

Назначаем степень точности передачи 8, так как V₁ = V₂ = 4.07 м/с

меньше 10 м/с.