мм
(мм)
де: Кo=410 МПа1/3 для сталевих косозубих коліс;
Найближче значення міжосьової відстані аw=160 мм, [1, стор. 36], з конструктивних міркувань приймаємо 180 мм.
Малюнок 3
Визначаємо нормальний модуль
mn=(0,016 ... 0,0315) aw=2,6 ... 5,13 »3,0 (мм)
Приймаються попередньо кут нахилу зубів b=10 °.
Кількість зубів шестерні
Округлюємо до цілого числа, приймаємо 23 зуба
Визначаємо число зубів колеса
z2=z1 u=23? 4=92
Уточнюємо кут нахилу зубів
b=18,4420 ° або 18 ° +2618
.3 Геометричні розміри передачі
Знаходимо ділильні діаметри шестерні і колеса, мм
(мм)
(мм)
Перевірка (мм)
Діаметри вершин зубів
da1=d1 + 2mn=72,0 + 2? 3,0=78 мм
da2=d2 + 2mn=288 + 2? 3,0=294 мм
Визначаємо ширину колеса
b 1=y ba · aw=0,4 · 180=72 (мм), приймаємо 72 мм
Округлюємо до цілого числа, приймаємо 72 мм. Ширину шестерні приймаємо на 2 ... 5 мм більше колеса, приймаємо b 1=77 мм.
. 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=1,08 [1, табл. 1.10],
Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами KHa=1,09 [1, табл. 17]
Коефіцієнт навантаження
KH=KHb KHa KHv=1,08? 1,09? 1,0=1,18
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=8352,22? tg 18,4420 °=2489,55 Н
.6 Перевірочний розрахунок по згинальних напружень
Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням вигину [1, формула 3.25]:
Тут коефіцієнт навантаження
KF=KFaKFbKFv=0,92? 1,17? 1,1=1,18
KFb=1,17 [1, стор. 42]
KFv=1,1 [1, стор. 42]
KFa=0,92
YF - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів
Для шестерні zv1=23 YF1=3,89 [1, стор. 42]
Для колеса zv2=99 YF2=3,61 [1, стор. 42]
Для шестерні Для колеса
Висновок: на прикладі тихохідної передачі виробили її розрахунок: визначили допустиме контактне і згинальної напруги, марку сталі коліс (шестерні), зробили розрахунок зубів на міцність.
Подальший розрахунок ведемо для зубів шестерні, для якого знайдене відношення менше
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 зуба
lt; 770 МПа
Отже, статична міцність зубів забезпечена.
Результати розрахунків зводимо у таблицю 7.
Таблиця 7
Результати розрахунків циліндричних передач
передачаzm, ммd, ммb, мма, ммF t, НF r, НF a, Н b Бистроходнаяz 1=19 z 2=953,0d 1=60 d 2=300431802060789,081957,0020,2165 ° Тіхоходнаяz 3=23 z 4=923,0d 3=72 d 4=288721808352,223171,722489,5518,4420 °
4. РОЗРАХУНОК ВІДКРИТОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ
. 1 Вибір матеріалів
Для циліндрових зубчастих коліс доцільно приймати такі поєднання матеріалів і термічної обробки, для яких твердість зубів шестерні була б значно вищою твердості колеса
Вибираємо для шестерні - сталь 40Х, гарт, твердість серцевини 269 ... 302 НВ, твердість зубів 48 ... 53 HRC е. Середнє значення твердості Н 1 пов=0,5 (48 + 53)=50,5 HRC е або 490 НВ. Межа текучості s т1=750 МП.
для колеса - сталь 50, поліпшення, твердість зубів 269 ... 302 НВ. Середнє значення твердості Н 2 пов=0,5 (269 + 302)=285,5, s т=530 МПа.
Таблітца 8
№Термообработка або хіміко-термічне упрочненіеТвердость Н/1Норма...
