жна сила на середньому діаметрі:
Ft1 = 2T1 В· 103/dm1 = 6581,4 Н
Для передачі з круговими зубами осьова сила на шестірні при збігу напрямки її обертання з напрямком нахилу зуба шестерні визначається:
Fа1 = Ft1 В· (0,44 В· sind1 + 0,7 В· cosd1) = 5222 Н
При протилежному напрямку її обертання:
Fа1 Вў = Ft1 В· (0,44 В· sin d1 - 0,7 В· cos d1) = - 3643 Н
Радіальна сила на шестерні для першого випадку:
Fr1 = Ft1 В· (0,44 В· cosd1 - 0,7 В· sind1) = 1530 Н
Для другого випадку:
Fr1 Вў = Ft1 В· (0,44 В· cosd1 + 0,7 В· sind1) = 4042 Н
Осьова і радіальна сили на колесі відповідно рівні:
Fа2 = Fr1 = 1530 Н Fr2 = Fа1 = 5222 Н
Fа2 Вў = Fr1 Вў = 4042 НFr2 Вў = Fа1 Вў = -3643 Н
3. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі тихохідної щаблі
3.1 Вибір матеріалів та допустимі напруження
Діаметри заготовок для шестірні і колеса косозубой передачі
143,15 мм
dз4 = dз3 В· U2 = 143,15 В· 4,5 = 644,2 мм
Розміри характерних перерізів заготовок:
Sc3 = 0,5 В· dз3 = 0,5 В· 143,15 = 71,58 мм
В
Для коліс тихохідної передачі вибираємо такі ж матеріали, як і для коліс швидкохідної передачі (див. п. 2.1).
У цьому випадку при розрахунку допускаються контактних напружень за формулою (1):
Для шестірні:
1059 МПа
SH3 = SH1 = 1,2;
NНО3 = NНО1 = 8,69 В· 107
Для колеса:
641 МПа
SH4 = SH2 = 1,1
NНО4 = NНО2 = 2,35 В· 107
Визначаємо еквівалентне число циклів напружень
NНЕj = NГҐj В· KНЕ,
де KНЕ = 0,18 (див. п. 2.1).
NГҐj = 60 В· tГҐ В· n j;
NГҐ3 = 60 В· tГҐ В· n 11 = 60 В· 10 000 В· 207 = 124,2 В· 106
NГҐ4 = 60 В· tГҐ В· n 111 = 60 В· 10 000 В· 46 = 27,6 В· 106
NНЕ3 = NГҐ3 В· KНЕ = 124,2 В· 106 В· 0,18 = 25,356 В· 106
NНЕ4 = NГҐ4 В· KНЕ = 29,3 В· 106 В· 0,18 = 5,274 В· 106
Знаходимо коефіцієнт довговічності:
В
Визначаємо допустимі контактні напруги:
1059/1,2 В· 1,2 = 1085 МПа
641/1,1 В· 1,28 = 745,89 МПа
При розрахунку косозубих і шевронних передач sHP вибирається як найменше з двох, одержуваних за формулами.
sHP = 0,45 В· (sHP3 + sHP4 ) = 823,9 МПа
sHP = 1,23 В· sHPj min = 1,23 В· sHP4 = 917,44 МПа
Вибираємо найменше з отриманих значень sHP = 823,9 МПа
При розрахунку допустимих напружень вигину за формулою (2):
для шестірні:
600 МПа
SF3 = SF1 = 1,9
KFC3 = KFC1 = 0,75
KFE3 = KFE1 = 0,04
для колеса:
485 МПа
SF4 = SF2 = 1,65
KFC4 = KFC2 = 0,65
KFE4 = KFE2 = 0,06
Для визначення коефіцієнта довговічності знаходимо еквівалентне число циклів напружень N FЕj:
NFЕ3 = NГҐ3 В· KFЕ3 = 139,2 В· 106 В· 0,04 = 5,56 В· 106
NFЕ4 = NГҐ4 В· KFЕ4 = 29,3 В· 106 В· 0,06 = 1,758 В· 106
При N FЕj Ві N FО = 4 В· 106 приймаємо КFL3 = 1, а
В
Визначаємо допустимі напруження згину за формулою (2)
600/1,9 В· 1 В· 0,75 = 237 МПа
485/1,65 В· 1,095 В· 0,65 = 209 МПа
3.2 Визначення геометричних розмірів передачі
Орієнтовно розраховуємо величину міжосьового відстані [6, с.3]
240,76 мм
де з = 430 для косозубих і шевронних передач;
yBA - коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані, який вибирають з єдиного ряду, рекомендованого ГОСТ 2185-66 [7табл. 12] з урахуванням розташування опор щодо зубчастого вінця [7 табл. 13], yBA = 0,315
KHb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця; для визначення KHb можна скористатися залежністю [6, с.3].
KHb = 1 + KHСb В· (ybd ) 4/3 = 1 + 0,072 В· 0,90564/3 = 1,063
Де
KHС = 0,47 В· gt/KСX
тут KСX - коефіцієнт, що залежить від номера схеми (табл. 13);
KСX = 6,5; КНС = 0,47 В· 1/6,5 = 0,072
gt = 1 при твердості активної поверхні зубів НВj min ВЈ 350;
ybd - коефіцієнт ширини вінця по діаметру;
ybd = 0,5 В· ybа В· (U2 + 1) = 0,5 В· 0,315 В· (4,5 + 1) = 0,866
Округлюємо aw до найближчого стандартного значення за ГОСТ 2185-66 [7табл. 14], aw = 250 мм
Знаходимо орієнтовну ширину колеса:
bw '= yba В· aw = 0,315 В· 250 = 78,75 мм
і ширину шестерні:
bw3 '= 1,1 В· bw4' = 1,1 В· 78,75 = 86,63 мм
Округлюємо їх до найближчого значення з ряду Rа 20 [7, табл.9], bw4 = 80 мм і bw3 = 85 мм
Визначаємо діаметри початкових кіл шестерні і колеса:
В
dw4 = dw3 В· U2...
