іаметр окружності впадінD i 106,28 ммРадіус сопряженіяr 1 13,28 ммПоловіна кута западин? 52 0 23 Кут сполучення 15 0 34 Поздовжній кут зубів? 14 0 13 Довжина прямої ділянки ланцюга fg 0,91 ммРасстояніе від центру дуги западини до центру дуги головкіОС 12,598Радіус головки зуба r 2 6,81 мм
Координати точки C
Координати точки O
Кут нахилу радіуса угнутості
Ширина внутрішньої пластини b=14,73 мм по ГОСТ 13568-75.
Відстань між внутрішніми пластинами по ГОСТ 13568-75.
Радіус закруглення зуба
Відстань від вершини зуба до лінії центрів дуг заокруглень
Діаметр обода (найбільший)
Радіус закруглення біля основи зуба при
Ширина зуба однорядною зірочки
3.2 Розрахунок конічної прямозубой передачі
Вибір матеріалу коліс і спосіб їх термообробки:
У якості матеріалу для виготовлення шестерні приймаємо Ст45 з термообробкою - поліпшення, для виготовлення колеса - Ст40Х. Твердість по Бринелю для колеса: H HB 2=280 HB, для шестірні: H HB 1=310 HB.
Визначаємо допустимі контактні напруги:
- межа контактної витривалості матеріалу, відповідній базі випробувань і залежний від середньої твердості поверхні шарів зубів:
МПа
Для шестерні-
Для колеса-
SH коефіцієнт запасу міцності для зубчастих коліс з однорідною структурою матеріалу:
SH=1,1, якщо H? 350 HB [3, стор. 278, табл. 10.16] ;;
ZH - коефіцієнт довговічності:
- базове число циклів зміни напруг, відповідні межі витривалості:
- число циклів зміни напруг, відповідне заданому терміну служби передачі, при постійному навантаженні:
=1 - число коліс, що знаходяться в зачепленні з розраховується;
Lh - термін служби приводу;
Lh=15000 годин;
n - частота обертання розраховується зубчастого колеса;
m - показник ступеня, який приймає значення:
m=20, якщо NHlim lt; NK;
m=6, якщо NHlim? NK;
З розрахунків видно, що,, тому m=20.
Для розглянутої конічної передачі в якості розрахункового приймаємо менше значення:
Визначаємо допустимі напруження згину при розрахунку на витривалість:
межа витривалості зубів при згині, відповідний базовому числу циклів зміни напруг.
F - коефіцієнт безпеки; SF=1,4 - 1,7 [3, стор. 278, табл. 10.16];
YA - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження.
YA=1 - при односторонньому додатку навантаження;
YA=0,7 - 0,8 при двосторонньому [3, стор. 280];
YR - коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зуба [3, стор. 281];
YR=1,2 - при поліруванні перехідною поверхні;
YR=1,0 - в інших випадках.
YN - коефіцієнт довговічності (незгірш 1);
Flim - базове число циклів зміни напруг.
- для будь-яких сталей [3, стор. 281];
NK - загальне число циклів зміни напруг при навантаженнях з постійними амплітудами:
Раніше було отримано, що NK1=8,28 · 108 циклів, NK2=2,3324 · 108 циклів.
qF - показник ступеня: qF=6 (HHB? 350 HB) [3, стор. 282, табл. 10.17];
Приймаємо YN1=YN2=1, так як NHlim1 (2) lt; NK1 (2)
Визначаємо геометричні параметри передачі і коліс:
При HHB? 350 H маємо формулу:
e2 - зовнішній ділильний діаметр колеса;
Kd - допоміжний коефіцієнт, що враховує тип передачі:
Kd=99 - для прямозубих передач;
KH?- Коефіцієнт, що враховує рівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця, приймають за графіком залежно від співвідношення [1, стор.74]:
? be - коефіцієнт ширини зубчастого вінця:
Приймаємо Kbe=0,2, тоді
За графіком вибираємо: HH?=1,125
Приймаємо de2=160 мм. За ГОСТ 12289-76 вибираємо в залежності від прийнятої величини зовнішнього ділильного діаметра bw=24 мм.
Визначаємо число зубів шестерні і колеса:
Число зубів конічної шестірні вибираємо з проміжку Z=18 - 32; Z 1=20; Z 2=u · Z 1=3,55 · 20=71; приймаємо z 2=71.
Визначаємо фактичне передавальне число передачі:
Визначаємо зовнішній окружний модуль:
Визначаємо зовнішній ділильний діаметр шестірні:
Визначаємо кути ділильних конусів:
Визначаємо зовнішнє конусний...
