>
Таблиця 4
№ ппТермообработка або хіміко-термічне упрочненіеТвердость I.Нормалізація або улучшеніеНВ? 3501,8 HB2.Об'емная закалкаHRC=45 ... 556003.Поверхностная закалкаHRC=48 ... 58 600 ... 700 (в серцевині НВС=25 ... 35) 4.ЦементаціяHRC=56 ... 62 750 ... 850 (в серцевині HRC =32 ... 45) б.АзотірованіеHRC=55 ... 70300+ I2HHC * (в серцевині НРС=24 ... 40) твердість
Для заданого режиму навантаження коефіцієнт еквівалентності по згинальних напружень До FE оцінюється за формулою при m=6
Тоді еквівалентне число циклів навантаження зубців
шестерні
NFE1=NSKFE=6,66? 108? 0,39=2,59? 107
колеса
NFE2=NFE1/u=2,59? 108/5,02=5,1? 106
Так як NFE1 gt; NFG2 gt; NFG=2,4? 106, то коефіцієнти YN1=YN2=1
SF - коефіцієнт безпеки, рекомендується SF=1,75
Напруження згину
Для шестерні МПа
Для колеса МПа
Допустимі напруги вигину для перевірки статичної міцності зубів
Для шестерні [sF] max1=1400 МПа
Для колеса [sF] max2=2,7HB=2,7? 285,5=770 МПа
.2 Проектувальний розрахунок передачі
Приймаються попередньо кут нахилу зубів b=10 °.
Кількість зубів шестерні
Округлюємо до цілого числа, приймаємо 19 зубів
Визначаємо число зубів колеса
z2=z1 u=19? 5,02=95,38=95
Уточнюємо кут нахилу зубів
b=20,2165 ° або 20 ° 1239
Малюнок 2
2.3 Геометричні розміри передачі
Знаходимо ділильні діаметри шестерні і колеса, мм
(мм)
(мм)
Дійсне передавальне число
Відхилення цього значення
Перевірка (мм)
Діаметри вершин зубів
da1=d1 + 2mn=60 + 2? 3,0=66 мм
da2=d2 + 2mn=300 + 2? 3,0=306 мм
мм
Однак, оскільки редуктор співвісний приймаємо міжосьова відстань тихохідної ступені аw=180 мм.
Визначаємо ширину колеса
b1=yba · aw=0,4 · 107,31=42,92 (мм),
Округлюємо до цілого числа, приймаємо 43 мм. Ширину шестерні приймаємо на 2 ... 5 мм більше колеса, приймаємо b1=48 мм.
Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:
.4 Перевірочний розрахунок по контактним напруженням
Окружна швидкість коліс з ступінь точності передачі
(м/с)
За [1. стр. 32], вибираємо ступінь точності передачі - 8-В
За табл. 1.17 в залежності від ступеня точності, типу передачі і твердості матеріалу коефіцієнт динамічності навантаження KHv=1,0
Коефіцієнт концентрації KHb=1,15 [1, табл. 1.10],
Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами KHa=1,08 [1, табл. 17]
Значення коефіцієнта динамічного навантаження при розрахунку по контактним напруженням () наведені в табл.5
Коефіцієнт навантаження
K H=K H b K H a K Hv=1,0? 1,04? 1,08=1,12
Перевіряємо контактні напруги по формулі 1.26 [1]
.5 Сили в зачепленні
Визначаємо окружну силу в зачепленні
(Н)
Радіальна сила в зачепленні
(Н)
Осьова сила в зачепленні Fa=Ft tgb=2 060? tg 20,2156 °=1957,00 Н
.6 Перевірочний розрахунок по напруженням вигину
Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням вигину [1, формула 3.25]:
Тут коефіцієнт навантаження KF=KFaKFbKFv=1,1? 0,91? 1,22=1,22
KFb=0,91 [1, стор. 42]
KFv=1,1 [1, стор. 42]
KFa=1,22
YF - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів
Висновок: на прикладі тихохідної передачі виробили її розрахунок: визначили допустиме контактне і згинальної напруги, марку сталі коліс (шестерні), зробили розрахунок зубів на міцність.
Для шестерні zv1=22 YF1=3,9 [1, стор. 42]
Для колеса zv2=99 YF2=3,61 [1, стор. 42]
Для шестерні Для колеса
Подальший розрахунок ведемо для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше
КFa=1 [1, стор. 296]
Перевіряємо міцність зуба колеса за формулою (3.25) [1]
Умова міцності виконано.
.7 Перевірочний розрахунок на статичну міцність
Перевірочні розрахунки на статичну міцність при дії навантаження.
Максимальне контактне напруження з урахуванням коефіцієнта перевантаження Кп=Тпус/Т=1,3 (за завданням).
lt; +2020 МПа
Максимальна напруга в ніжці з...
