ірні і колеса, але для рівномірного зношування зубів і кращої їх прірабативаемості твердість шестерні призначається більше твердості колеса. При цьому слід орієнтуватися на дешеві марки сталі.
Так як розраховується закрита зубчаста передача з непрямими зубами з середньою потужністю, то, враховуючи вище викладені умови, вибираю для колеса і шестерні сталь 40Х. Термообробка колеса і шестерні - покращення. p> Інтервал твердості зубів:
шестірні: 269 ... 302 НВ
колеса: 235 ... 262 НВ.
Визначаємо середню твердість зубців шестірні:
НВ,
де - крайнє ліве і праве значення з інтервалу твердостей зубів шестерні.
Знаходимо середню твердість зубців колеса:
НВ,
де - крайнє ліве і праве значення з інтервалу твердостей зубів колеса.
При цьому треба дотримати необхідну різниця середніх твердостей зубів, тобто має виконуватися умова. При значеннях, різниця, отже, умова виконується.
Визначаємо механічні характеристики стали шестірні:
,,.
Визначаємо механічні характеристики стали колеса:
,,.
Граничні значення розмірів заготовки:
діаметр шестерні,
товщина обода або диска колеса.
2. Визначення допускаються контактних напружень.
Визначаємо коефіцієнт довговічності для зубів шестерні:
,
де - число циклів зміни напруг, отримане интерполированием по середній твердості шестерні (А.Є. Шейнбліт В«Курсове проектування деталей машин В», таблиця 3.3., стор 55),
- число циклів зміни напружень за весь термін служби. Тут - кутова швидкість швидкохідного вала,
- термін служби,
де років - термін служби приводу,
- коефіцієнт річного використання,
- коефіцієнт добового використання).
років,
циклів.
Так як, то приймаємо.
Визначаємо коефіцієнт довговічності для зубів колеса:
В
де - число циклів зміни напруг, отримане интерполированием по середній твердості колеса (А.Є. Шейнбліт В«Курсове проектування деталей машин В», таблиця 3.3., стор 55),
.
Тут - кутова швидкість тихохідного валу.
.
Так як, то приймаємо.
Знаходимо допустимі контактні напруги для шестірні і колеса, відповідні межі витривалості при числі циклів зміни напруг і:
,
.
Визначаємо допустимі контактні напруги для зубів шестерні і колеса:
,
.
Вибираємо остаточне допустима контактна напруга, як менше з отриманих значень для шестерні і колеса.
При цьому виконується умова.
3. Визначення допустимих напружень вигину.
Визначаємо коефіцієнт довговічності для зубів шестерні:
,
де - число циклів зміни напруг для всіх сталей, відповідне межі витривалості, циклів.
Так як, то приймаємо. p> Визначаємо коефіцієнт довговічності для зубів колеса:
В
.
Так як, то приймаємо.
Знаходимо допустимі напруження згину для шестірні і колеса, відповідні межі витривалості при числі циклів зміни напруг:
,
.
Визначаємо допустимі напруження згину для зубів шестерні і колеса:
,
.
Для розрахунку модуля зачеплення використовують напруга, що допускається, як менше з отриманих значень для шестерні і колеса.
4.2 Проектний розрахунок закритою циліндричної зубчастої передачі
1. Визначаємо головний параметр - міжосьова відстань:
,
де (для косозубих передач) - допоміжний коефіцієнт,
(для шестерні в нестандартних циліндричних редукторах) - коефіцієнт ширини вінця колеса, для розрахунку приймаємо,
- передавальне число редуктора,
- обертаючий момент на тихохідному валу,
- допустиме контактне напруження,
(для прірабативала зубів) - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба.
В
Округливши до стандартного значення, отримуємо.
2. Визначаємо модуль зачеплення:
,
де (для косозубих передач) - допоміжний коефіцієнт,
- ділильний діаметр колеса,
- ширина вінця колеса,
- допустиме напруження вигину матеріалу колеса,
- обертаючий момент на тихохідному валу.
.
Округливши значення модуля зачеплення в більшу сторону до стандартного значення, з метою забезпечення кута нахилу зубів приймаємо.
Тоді кут нахилу зубів для косозубой передачі буде дорівнює:
.
3. Визначаємо сумарне число зубів шестерні і колеса:
.
Округливши в меншу сторону до цілого числа, отримуємо значення сумарного числа зубів.
4. Уточнимо дійсну величину кута нахилу зубів для косозубих передач:
.
5. Визначаємо число зубів шестірні:
.
