4. Расчет шевронной зубчатой цилиндрической передачи.

4.1 Исходные данные для расчета:

а) передаточное число U = 4,1

б) частота вращения шестерни об/мин

в) частота вращения колеса 173,7 об/мин

г) вращающий момент на шестерне 54,6 Н*м

срок службы передачи при трехсменной работе 10 лет. Передача нереверсивная нагрузка постоянная производство мелкосерийное.

4.2 Выбор материалов и термической обработки колес

Выбираем для шестерни сталь 40Х, термообработка- улучшение твердость 296-302 НВ, средняя твердость =285

Для колеса выбираем сталь 40Х, термообработка улучшение, твердость 235-262 НВ средняя твердость =250

4.3 Определение допускаемых контактных напряжений.

, МПа

Где - предел контактной выносливости при базовом цикле напряжений N10

Для шестерни = 2 +70=2*285+70=640 МПа

Для колеса = +70=2*250+70=570 МПа

Sн- коэффициент запаса прочности, Sн=1,1

- коэффициент долговечности.

>0.75

Базовое число циклов напряжений:

Для шестерни = =

Для колеса =

Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения.

Где n-частота вращения шестерни колеса,

с- число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с=1.

-срок службы передачи.

2920*10*0,85*3=74460 часа

Где L-число лет работы передачи L=10

Кг-коэффициент годового использования передачи Кг=0,85

Кс-число смен работы передачи в сутки Кс=3

Расчетное число циклов напряжений:

Для шестерни 60*712*1*74460=318,1*

Для колеса 60*173,7*1*74460=77,6*

Для длительно работающих передач при Nк>Nно коэффициент долговечности равен:

Для шестерни = = 0,782

Для колеса = = 0,826

Допустимые контактные напряжения.

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение.

МПа

4.4 Определение допускаемых напряжений изгиба.

(МПа)

Где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений

Для шестерни 1,75*285=498,7 МПа

Для колеса 1,75*250=437,5 МПа

коэффициент запаса прочности 1,7

-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, =1

-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса. Для поковок и штамповок =1

-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче =1,0

-коэффициент долговечности

>1

Где -базовое число циклов напряжений. Для сталей =

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни = то и для колеса

больше базового числа циклов то принимаем =1,0.

Допускаемые напряжения изгиба.

Для шестерни =498,7*1*1*1*1/1,7=293 МПа

Для колеса =437,5*1*1*1*1/1,7=257 МПа

4.5 Определение межосевого расстояния.

, мм

Где Ка= -вспомогательный коэффициент;

u- передаточное число, u = 4,1

-вращающий момент на шестерне, = 54,6 Н*м

-коэффициент нагрузки. Для шевронной передачи предварительно принимаем

=1,2

- коэффициент ширины колеса, при несимметричном расположении опор принимаем =0,6

=110,1 мм

Принимаем из ряда стандартных чисел 112 мм

4.6 Определение модуля передачи.

Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб.

,мм

Где

ширина венца колеса мм

Принимаем 68 мм.

мм.

Максимально допустимый модуль передачи

мм.

Принимаем ГОСТ 9563-80 стандартное значение нормального модуля =2 мм.

4.7 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.

Предварительно принимаем наклон зубьев =30

Суммарное число зубьев:

97

Принимаем 97

4.8 Определение числа зубьев шестерни и колеса.

Принимаем

Так как , то зубчатые колеса шевронной передачи изготавливают без смешения исходного контура

Число зубьев колеса.

97-19 = 78

4.9 Уточнение передаточного числа.

= 4,11

Отклонение от заданного передаточного числа.

4.10 Уточнение угла наклона зубьев.

= 0,866

4.11 Определение размеров зубчатых колес.

Делительные диаметры:

Шестерни = 44 мм

Колеса 180 мм

Диаметры вершин зубьев:

Шестерни 44+2*2 = 48 мм

Колеса 180+2*2 = 184 мм

Диаметры впадин зубьев:

Шестерни 44-2,5*2 = 39 мм

Колеса 180-2,5*2 = 175 мм

Ширина зубчатого венца:

Колеса 68 мм

Шестерни мм

4.12 Размеры заготовок.

Диаметр заготовки шестерни:

мм

Для колеса с выточками:

Толщина диска мм

Толщина обода заготовки колеса мм

Предельные размеры заготовок для стали 40Х.

Условие пригодности для заготовок выполняется, так как и

4.13 Определение усилий в зацеплении.

Окружная сила: 2482 Н

Радиальная сила: 1043 Н

4.14 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

= =404 МПа

Где коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых колес = =0,832.

коэффициент торцевого перекрытия.

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

Где делительный угол профиля в торцевом сечении

основной угол наклона зубьев.

U = 4,11 - фактическое передаточное число.

коэффициент нагрузки.

Где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

При твердости зубьев колес 350 НВ и при несимметричном расположении колес относительно опор

Окружная скорость колес. м/с

Степень точности косозубой передачи =8.

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. Для шевронной передачи назначаем 8-ю степень точности изготовления. При V=1,64 м/с и 8-ой степени точности 1,03.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. При V=1,64 и 8-ой степени точности =1,06.

Условие прочности: