2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи
2.1 Общие сведения
Зубчатая передача состоит из двух колес, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее ─ колесом. Термин зубчатое колесо относят к обоим колесам передачи. Жесткая связь обоих колес исключает какое-либо проскальзывание.
2.2 Выбор материала шестерни и зубчатого колеса
Сталь в настоящее время основной материал для изготовления зубчатых колес. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей приробатываемости твердость (НВ1) шестерни назначается большей чем твердость колеса (НВ2). Поэтому выбираем из табл. 4.1.1. [3]
Для изготовления шестерни сталь 45 улучшенную в1=850 МПа, т1=650 МПа, НВ=240…280; для изготовления колеса принимаем сталь 40 нормализованную в2=750 МПа, т2=540 МПа,НВ=230…260.
НВ1=280МПа
НВ2=250Мпа
условие
соблюдается.
2.3 Находим допускаемые контактные напряжения
,
где
(см. табл. 9.3)
Для
надежности при расчете прямозубых
цилиндрических передач за величину
принимают наименьшее значение из
допускаемого напряжения
и
.Принимаем
H/мм2
2.4 Определяем допускаемые напряжения изгиба
Где
(см. табл. 9.3)
;
;
(см.
9.11).
3
РАСЧЁТ МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ И ВЫБОР
ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПЕРЕДАЧИ
3.1.1 Расчётное межосевое расстояние, мм
– для
прямозубых передач
,
МПа,
.
По
стандарту принимаем
3.1.2 Рассчитываем ширину венцов, мм
зубчатого колеса
;
мм;
шестерни
;
мм.
Принимаем
стандартное значения:
(см.табл.1.1)
3.1.3 Модуль зацепления, мм
mn=(0,01…0,02)∙аw=(0,01…0,02) ∙ 125 =1,2…2,5 мм
3.1.4
Принимаем стандартное значение
3.1.5 Суммарное число зубьев по формуле (9.8)
3.1.6 Число зубьев шестерни и зубчатого колеса
3.1.7 Фактическое передаточное число
значению.
Отклонение от заданного значения допуск
±5%
3.1.8 Основные геометрические размеры передачи.
Диаметры зубчатого колеса, мм
длительных
;
;
вершин зубьев
;
.
ножек зубьев
;
.
3.1.9 Пригодность заготовок шестерни и колеса. Диаметр заготовки шестерни D и ширина заготовки колеса S:
(принятого
по табл.);
(принятая
по таблице).
Заготовка колеса монолитная . Условие пригодности заготовок выполняется. Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термообработке – улучшение. Поэтому выбранная в начале расчета сталь 45 не требует изменения.
3.2 Окружная скорость зубчатого колеса и степень точности передачи:
По табл. 9.1 для уменьшения динамической нагрузки принимаем 9 – ю степень точности.
3.2.1 Силы в зацеплении:
Окружная
сила
Радиальная
сила
3.2.2 Принимаем коэффициент динамической нагрузки:
(см.
табл. 9.6)
3.2.3 Расчетная контактное напряжение :
3.2.4
Коэффициент формы зуба
:
–
для
шестерни;
–
для
колеса.
3.2.5 Сравнительные характеристики прочности зубьев на изгиб:
Прочность зубьев колеса оказалась ниже прочности зубьев шестерни, поэтому проверочный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса.
3.2.6 Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса:
Прочность
зубьев на изгиб обеспечивается.
4 РАСЧЁТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Исходные
данные для расчёта:
– Номинальная мощность на ведущем шкиве передачи
Р1 = 6,25 кВт;
– частота вращения ведущего шкива передачи
n1 = 970 мин-1;
– Крутящий момент на ведущем элементе передаче (колесе)
Т1 = 61,7·103 Н·мм;
– угол наклона передачи α=00;
– срок службы передачи Lh = 12000 часов;
– Передаточное число u’ = 2.
4.1 Определяем диаметр ведущего шкива:
мм.
Принимаем
диаметр ведущего шкива
мм.
4.2 Определяем диаметр ведомого шкива:
мм.
Принимаем
диаметр ведомого шкива
мм.
4.3 Определяем действительное передаточное число ременной передачи:
4.4
Рассчитываем отклонение действительного
передаточного числа ременной передачи
u
от заданного u’:
4.5 Определяем скорость ремня
м/с
4.6 Выбираем тип ремня – прорезиненный ремень
4.7 Принимаем межосевое расстояние ременной передачи:
мм.
4.8 Определяем требуемую длину ремня:
мм.
4.9 Определяем число пробегов (частоту) ремня в секунду и сравниваем с допускаемым:
4.10 Угол обхвата на ведущем шкиве ременной передачи:
4.11 Определяем толщину ремня:
мм
Принимаем
мм. Тип ремня Б-800 с 5 прокладками, без
прослоек.
4.12 Определяем окружное усилие ременной передачи:
Н.