Расчёт цилиндрической передачи

Выбор материалов для изготовления цилиндрической зубчатой передачи

Материал шестерни – сталь 45*, термообработка - улучшение до твёрдости 235…262 НВ.

Материал колеса – сталь 45, термообработка - нормализация до твёрдости 179...207 НВ.

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твёрдого:

где  - предел выносливости материала по контактным напряжениям при отнулевом цикле нагружения:

 2 * 179 + 70 = 428 МПа;             

 

 - коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряжениям:

По таблице [8, стр. 50, таблица 3.2] определяем базовое число циклов нагружения:

 10000000.

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев колеса:

 241920000.                    

Так как , то принимаем

Задаем коэффициент безопасности,  МПа.

 (428 * 1)/1,1 = 389 МПа.

 

 

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни

где  – предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для шестерни:

 * 235 = 423 МПа,      (3.6)

где  - минимальная твердость зубьев шестерни;

 - коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.

Определяем коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба:

где  - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев шестерни:

 604800000

Так как , то

Коэффициент безопасности .

 = (423 * 1 * 1) / 1,75 = 242 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба для колеса

где  – предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для колеса:

 * 179 = 322 МПа,

где  - минимальная твердость зубьев колеса;

 - коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.

Определяем коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба:

где  - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев колеса:

 604800000.

Так как , то

Коэффициент безопасности .

 = (322 * 1 * 1) / 1,75 = 184 МПа.

 

Проектный расчёт на контактную прочность

3.3.1. Межосевое расстояние из условия контактной прочности:

 

 

где  1,4 – коэффициент расчётной нагрузки,

 0,4 – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

 125 мм.

Примечание. Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до стандартного значения из ряда значений: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112;125;140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400.

 

Принимаем:  125 мм.

3.3.2. Нормальный модуль зацепления:

 1,12…2,2 мм.

Примечание. Полученное значение модуля m округляют до стандартной величины из ряда: 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 [8, табл. 3.3].

Принимаем модуль по стандарту:

 3,0 мм.

3.3.3. Числа зубьев:

- суммарное

 8,3

- шестерни

 24

- колеса

 59.

3.3.4. Фактическое передаточное число:

 2,46

3.3.5. Отклонение передаточного числа от стандартного:

 1,7 %.

3.3.6. Геометрические размеры зацепления:

- диаметры делительных окружностей, мм:

 72                                          (3.15)

 177;

- диаметры окружностей вершин, мм:

78

183;

- диаметры окружностей впадин, мм:

 64,5

 169,5;

- ширина зубчатого венца колеса, мм:

  50

- ширина шестерни, мм:

 55

- фактическое межосевое расстояние, мм:

 124,5

3.3.7. Окружная скорость, м/с:

  2,7