обхвату ведучого шківа, °? 165
. 2 Розрахунок циліндричної шевронною передачі
Вибираємо матеріал шестерні і зубчастого колеса. Отримані значення представлені в таблиці 3.
Таблиця 3 - Характеристика матеріалів зубчастих коліс
№КолесоМатеріалТермообработка 1ШестерняСталь 40улучшеніе220-2Зубчатое колесоСталь 40улучшеніе200-
Таблиця 4 - Вихідні дані для розрахунку зубчастої передачі
№Колесо 1Шестерня3,7603,458,53,152Зубчатое колесо3,57191178,5
Розрахункові допустимі контактні напруги, діючі в полюсі зачеплення зубів циліндричних коліс закритих передач [11, с.14, 19]:
При виконанні умови:
де - коефіцієнт, що враховує вплив вихідної шорсткості сполучених поверхонь зубів, [11, с.24];
- коефіцієнт, що враховує окружну швидкість, [11, с.24];
- коефіцієнт, що враховує в'язкість мастила, [11, с.24];
- коефіцієнт, що враховує розмір зубчастого колеса, [11, с.24];
- коефіцієнт, що враховує вплив перепаду твердостей матеріалу сполучених поверхонь зубів, [11, с.24];
- межа контактної витривалості поверхонь зубів відповідний базовому числу циклів напружень, [11, с.27, табл. 12];
- коефіцієнт довговічності, [11, с.24];
- коефіцієнт запасу міцності, [11, с.23].
При проектувальних розрахунках за ГОСТ 21354-87 рекомендується приймати
.
де - базове число циклів напруг, [11, с.26];
- еквівалентне число циклів навантаження зубців при розрахунку по контактним напруженням [8, с.43].
де - частота обертання відповідного зубчастого колеса;
- необхідний ресурс роботи приводу в годинах [8, с.43];
- число зачеплень зуба за один оборот (зі схеми приводу);
- коефіцієнт при постійному режимі навантаження kHE=1.
де - коефіцієнт використання приводу протягом року;
- коефіцієнт використання приводу протягом доби.
Для шестерні отримаємо:
Приймаємо
Для зубчастого колеса отримаємо:
Приймаємо
Перевіряємо виконання умови:
У подальших розрахунках використовуємо допустиме контактне напруження:
Розрахункові допустимі напруження вигину зубів [11, с. 29]:
де - коефіцієнт довговічності, [11, с.32];
- коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості перехідної поверхні. Приймаємо, [8, с.45, табл.4.1.5];
- коефіцієнт, що враховує розмір зубчастого колеса [11, с.37];
- опорний коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень; для модуля передачі від 1 до 8 мм цей коефіцієнт убуває від 1,1 до 0,92. Приймаємо [11, с.36];
- межа витривалості зубів при згині, [11, с.33];
- коефіцієнт безпеки, [11, с.35].
де - межа витривалості зубів при згині, відповідний базовому числу циклів напружень, [8, с.45, табл. 4.1.5];
- коефіцієнт, що враховує технологію виготовлення, [11, с.34];
- коефіцієнт, що враховує спосіб отримання зубчастого колеса: штампування прокат лиття. Приймаємо [11, с.34];
- коефіцієнт, що враховує вплив шліфування перехідною поверхні зуба; для нешліфований поверхні [11, с.34];
- коефіцієнт, що враховує вплив деформованого зміцнення перехідною поверхні; якщо цього немає, то [11, с.34];
- коефіцієнт, що враховує двостороннє додаток навантаження: при нереверсивний навантаженні, при реверсивної -. Приймаємо (режим роботи передачі - нереверсивна) [11, с.34];
де - показник ступеня кривої втоми;
- базове число циклів напруг;
- еквівалентне число циклів навантаження зубів при розрахунку на згинальну витривалість [8, с.43].
де - коефіцієнт при постійному режимі навантаження kFE=1
Коефіцієнт, враховує розмір зубчастого колеса:
Для шестерні отримаємо:
Приймаємо
Для зубчастого колеса отримаємо:
Приймаємо
У подальших розрахунках приймаємо допустиме напруження згину:
Виконуємо проектувальний розрахунок передачі
Розрахункове міжосьова відстань [8, с.47]:
де (для косозубого колеса) [8, с.47];
- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, [8, с.52];
- коефіцієнт динамічного навантаження, (режим - легкий) [8, с.53, табл. 4.2.9];
- коефіцієнт ширини шестірні щодо міжосьової відстані [8, с.47]; ...
