Файл: Расшифровка подписи Члены комиссии подпись расшифровка подписи.docx

Для выбора материала необходимо определить наружный диаметр заготовки D_m и характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса S_m. Для этого воспользуемся формулами:

Где Т₁ – крутящий момент на шестерне Н·м, S_m – характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса, u– передаточное число зубчатой передачи, k_m – коэффициент, учитывающий вид передачи (для косозубой цилиндрической передачи k_m = 20).

Диаметр заготовки колеса:

Выбираем материалы для зубчатых колес. Принимаем для колеса и шестерни сталь 45, термообработка для шестерни – улучшение, термообработка для колеса – нормализация; твердость поверхности зуба шестерни 235…262 НВ, твердость поверхности зуба колеса 179…207 НВ.

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

Для их определения используем зависимость:

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса, σ_Hlim– предел контактной выносливости, K_HL – коэффициент долговечности, S_H– коэффициент безопасности.

Пределы контактной выносливости:

Коэффициенты безопасности для термообработки улучшение:

S_H₁ =1,1;S_H₂=1,1.

Коэффициенты долговечности:

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений:

;

.

Эквивалентные числа циклов напряжений:

где μ_h=0,18 – коэффициент эквивалентности для средне нормального режима работы.

Суммарное число циклов нагружения:

где с=1– число зацеплений за 1 оборот колеса, t_h – суммарное время работы передачи:

гдеL– срок службы передачи в годах, К_г – коэффициент использования в течение года, К_с – коэффициент использования в течение суток, ПВ – относительная продолжительность включения.

Здесь

Суммарное число циклов нагружения:

;

Поскольку

, примем

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

Условие

выполняется.
2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

Вычисляем по формуле:

гдеσ_Flim – предел изгибной выносливости зубьев

, S_F – коэффициент безопасности, K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, K_FL – коэффициент долговечности.

Пределы изгибной выносливости зубьев:

Коэффициенты безопасности при изгибе:

S_F₁=1,7; S_F₂=1,7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода:

K_FC₁=1,00; K_FC₂=1,00.

Коэффициенты долговечности:

гдеq_j – показатель степени кривой усталости, q₁=6, q₂=6,

– базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе:

где μ_F₁=0,14 и μ_F₂=0,14– коэффициенты эквивалентности для средне нормального режима работы. Тогда:

_{Поскольку}, примем

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

2.3 Проектный расчет передачи

2.3.1 Межосевое расстояние

Где К_а=410 для косозубых передач.

Примем коэффициент ширины зубчатого венца для косозубой передачи ψ_ba=0,400. На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки K_H=1,2. Тогда:

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения a_w=224 мм.

2.3.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля:

Из полученного диапазона выбираем стандартный модуль m_n =

мм.

Суммарное число зубьев передачи:

Полученное значение

округлим до ближайшего целого числа Z_∑= 110 и определим делительный угол наклона зуба:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число:

При u < 4,5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5%.

Учитывая, что Z₁>17, принимаем коэффициент смещения x₁=0, x₂=0

2.3.3 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса:

Округлим b_w₂ до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров b_w₂=90 мм. Ширину зубчатого венца шестерни b_w₁ примем b_w₁=95 мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

-делительные окружности: