следующними співвідношеннями:
якщо: D заг1? D пр1заг2? D ПР2
то конструктивна схема коліс по рис.2,
якщо: D заг1 gt; D пр1заг2 gt; D ПР2
то конструктивна схема коліс по рис.4, в.
для шестірні: D заг1=168 + 6=174 мм
для колеса: D заг2=488 + 6=494 мм
Т.к. D заг1 gt; D пр1, то конструктивна схема шестірні по рис. 4, в.
Т.к. D заг2 gt; D ПР2, то конструктивна схема колеса по рис. 4, в.
При цьому:
за=8 · m? S пр
З заг=0,5 · b 2? S пр,
де S пр1=80 мм і S ПР2=125 мм (за таблицею 2 (додаток 2)). заг=8 · 4=32 мм
мм lt; 125 мм і 32 мм lt; 80 мм заг=0,5 · 80=40 мм
мм lt; 125 мм і 40 мм lt; 80 мм
. 11 Перевірка зубів коліс по контактним напруженням
Розрахункове значення:
Ун =? [У] Н
у=8 400 - для косозубих коліс.
КН=1,2275 (з розділу 2.3)
Т1=2232,813 Н · м - обертаючий момент на валу шестерні (з таблиці 1: Т1= gt; T3);
[у] Н=749 МПа - допустиме контактне напруження (з розрахунку 2.2.1)
Ун== 709,66 МПа
, 66 Мпа lt; 749 МПа
При цьому повинна виконуватися умова:
, 8 lt; 1,05
== 0,94
, 8 lt; 0,94 lt; 1,05
.12 Сили в зачепленні
Окружна, Н:
t=
t =? 27910 Н
Радіальна, Н:
r=
r =? 10420 Н
Осьова, Н:
Fа=Ft tgв
a=27910 tg (12.83856814)? 6361 Н
2.13 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
Розрахункове значення в зубах колеса:
уF2 =? [У] F2
Розрахункове значення в зубах шестерні:
уF1 =? [У] F1
УFS - коефіцієнт, що враховує форму зуба і концентрацію напружень (приймаємо по таблиці 11 (додаток 2) для x=0 і наведеного числа зубів ZV =).
Застосовуємо формулу інтерполяції:
УFS=УFS lt;- · (Z - Z lt;)
для колеса:
V2=
ZV2== 126.2327416
УFS=3,59 для ZV2 gt; 100
для шестірні:
V1 =;
V1== 42.08
УFS=3,7 - · (42.08 - 40)=3,6917
Ув=1 - - за умови Ув? 0,7
Ув=0,8716
Уе=0,65 - для косозубих передач.
для колеса: уF2== 245.5 МПа
.5 МПа lt; 355.34 МПа
для шестірні: уF1== 252,5 МПа
.5 МПа lt; 339.94 МПа
2.14 Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
Дія пікових навантажень оцінюють коефіцієнтом перевантаження:
Kпер== 2,3 (з даних електродвигуна розділ 1.1)
Для запобігання залишкових деформацій або крихкого руйнування поверхневого шару:
Ун max=Ун ·? [У] Н max,
де Ун=709,66 МПа (з розділу 2.11).
[у] Н max=2,8 Уt,
де Уt - межа текучості матеріалу колеса (з таблиці 2 (додаток 2));
для колеса: ут=640 МПа
[у] Н max=2,8 · 640=тисяча сімсот дев'яносто дві МПа
Ун max=741,496 ·=1076,3 МПа lt; Тисячі сімсот дев'яносто дві МПа
Для запобігання залишкових деформацій або крихкого руйнування зубів:
уF max=уF · Kпер? [У] F max
уF - розрахункове значення напруг вигину колеса і шестерні (з розділу 2.13)
для колеса:
[у] F max2=уF lim2 · Уn max ·
уF lim2=434,875 МПа (з розділу 2.2.2)
Уn max=4 - для поліпшених сталей.
Кst - коефіцієнт впливу частоти додатка пікового навантаження.
Кst=1,2 ... 1,3 - у разі одиничних перевантажень.
Приймаємо Кst=1,3 - при об'ємній термообробці колеса.st=1,75 - коефіцієнт запасу міцності.
[у] F max2=434,875 · 4 ·=1292,2 МПа
уF max 2=245,5 · 2,3=564,65 МПа lt; 1292,2 МПа
для шестірні:
[у] F max1=уF lim1 · Уn max ·
уF lim1=499,625 МПа (з розділу 2.2.2)
Уn max=4 - для поліпшених сталей.
Кst - коефіцієнт впливу частоти додатка пікового навантаження.
Кst=1,2 ... 1,3 - у разі одиничних перевантажень.
Приймаємо Кst=1,3 - при об'ємній термообробці колеса.st=1,75 - коефіцієнт запасу міцності.
[у] F max1=499,625 · 4 ·=1484,6 МПа
уF max 1=252,5 · 2,3=580,75 МПа lt; 1484,6 МПа.
Частина 3. Розрахунок черв'ячної передачі
.1 Вибір матеріалу черв'яка і колеса
Для че...
