 |
Выбираем материалы зубчатой пары и определяем допускаемые контактные и изгибные напряжения.
|
|
|
|
Таблица 5.1. Материал, термообработка, твердость
| Параметр | Шестерня | Колесо | |
| Материал | cталь 45 | сталь 45Л | |
| Термообработка | улучшение | улучшение | |
| Твердость | 235…262 НВ | 207…235НВ | |
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений  ;  , H/ 
| 
| 580,9 | 514,3 |
| 293,55 | 255,9 |
Определили среднюю твердость зубьев шестерни 
=248,5 и колеса 
=221. Разность средних твердостей 
- 
= 20...50 = 37.
Определили механические характеристики сталей для шестерни и колеса — 
, 
, 
(Н/ ):
— для шестерни;
— для колеса.
Выбрали предельные значения размеров заготовки шестерни (диаметр) 
125 мм и колеса (толщина диска) 
= 200 мм.
Определим допускаемые контактные напряжения 
, Н/ 
.
а) Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни 
и колеса 
:
N=573ω 
=255.2× 
;
=63,23× 
;
б) Определим допускаемое контактное напряжение 
и 
, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений 
:
=1,8Н 
+67, (H/ )
=1,8×248.5+67=514,3;
=1,8×221+67= 464,8;
в) Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни 
и колеса 
:
514,3 H/ ;
464,8 H/ .
Определение допускаемых напряжений изгиба 
, H/ .
а) Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни 
и колеca 
. Так как 
> 
принимаем 
=1, 
.
б) Определим допускаемое напряжение изгиба 
и 
соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений 
= 1,03Н , (H/ );
= 1,03×248,5 =255,96;
= 1,03×221 = 227,63
в) Определим допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни 
и колеса 
:
255,96; 
227,63.
Для реверсивных передач 
уменьшают на 25%, отсюда
192; 171.
Таблица 3.2 Механические характеристики материалов зубчатой передачи
| Элемент передачи | Марка стали | 
| Термооб-работка |
| 
| 
| 
| 
|
|
| H/
| ||||||
| Шестерня | улучшение | 248,5 | 514,3 | 
| ||||
| Колесо | 45Л | 464,8 | 
|
|
|
|
Выполним проектный и проверочный расчеты передачи
Проектный расчет
1. Определим главный параметр — межосевое расстояние 
, мм:
где 
— вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач 
49,5;
— коэффициент ширины венца колеса, равный 0,2…0,25 для шестерни, консольно расположенной относительно опор — в открытых передачах;
и — передаточное открытой передачи;
— вращающий момент на приводном валу рабочей машины при расчете открытой передачи, Н·м;
— допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, H/ ;
— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев =1.
Примем коэффициент ширины венца колеса 
= 0.211, тогда
Полученное значение межосевого расстояния округлим до ближайшего табличного числа:
2. Определим модуль зацепления т, мм:
где 
— вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач 
= 6,8;
делительный диаметр колеса, мм:
ширина венца колеса, мм;
— допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, H/ .
В открытых передачах из-за повышенного изнашивания зубьев расчетное значение модуля т увеличим на 30%, тогда 
. Полученное значение модуля т округлим в большую сторону до стандартного из ряда чисел:
мм.
3. Определим суммарное число зубьев 
шестерни и колеса.
Для прямозубых колес:
4. Определим число зубьев шестерни 
, и полученное значение округлим до ближайшего целого числа:
5. Определили число зубьев колеса:
= 120 
24 = 96;
6. Определим фактическое передаточное число 
и проверим его отклонение ∆и от заданного и:
= 0%;
7. Определим фактическое межосевое расстояние для прямозубых передач:
8. Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм.
|
|
|
Таблица 5.1. Основные геометрические параметры передачи
| Параметр | Шестерня прямозубая | Колесо прямозубое | |
| Диаметр | делительный | ||
| вершин зубьев | |||
| впадин зубьев | 64,8 | 280,8 | |
| Ширина венца |
Найдем делительный диаметр, диаметры вершин и впадин зубьев, ширину венца шестерни 
соответственно:
38+2 = 40 (мм).
Найдем делительный диаметр, диаметры вершин и впадин зубьев, ширину венца колеса 
соответственно:
(мм).
Проверочный расчет
1. Проверим межосевое расстояние:
(
(72+288)/2 = 180 мм;
2. Проверим пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес 
; 
:
Диаметр заготовки шестерни
Dзаг=da1+6мм = 78+6 = 84≤ 
=125 мм.
Толщину диска заготовки колеса открытой передачи принимаем меньшей из двух: 
=8 
=24, 
0,5 
=19 ≤ = 200 мм.
Заготовки шестерни и колеса пригодны.
3. Проверим контактные напряжения 
, H/ :
где 
— вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач 
= 436;
— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1.
— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Найдем окружную скорость колёс: 
Степень точности передачи будет равна 9. Тогда коэффициент динамической нагрузки будет равен =1,07.
Недогрузка передачи 
составила -7,3 %, что допустимо.
4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни 
и колеса 
, H/ :
где 
— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых = 1;
— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. = 1;
— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, = 1,1831;
— коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для прямозубых определяются — в зависимости от числа зубьев шестерни 
и колеса 
, отсюда 
=3,92; 
3,60.
Фактическая недогрузка 
,% передачи составит 
и 
= 
57,7%, что допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.
5. Составим табличный ответ к задаче 5 (табл. 5.2).
Таблица 4.2. Параметры зубчатой цилиндрической открытой передачи, мм
| Проектный расчет | |||||||||
| Параметр | Значение | Параметр | Значение | ||||||
Межосевое расстояние 
| Диаметр делительной окружности:
шестерни 
колеса 
| ||||||||
Модуль зацепление 
| |||||||||
Ширина зубчатого венца:
шестерни 
колеса 
| |||||||||
Диаметр окружности вершин:
шестерни 
колеса 
| |||||||||
Число зубьев:
шестерни 
колеса 
| |||||||||
Диаметр окружности впадин:
шестерни 
колеса 
| 64,8 280,8 | ||||||||
| Вид зубьев | прямые | ||||||||
| Проверочный расчет | |||||||||
| Параметр | Допускаемые значение | Расчетные значения | Примечания | ||||||
Контактные напряжения  , H/
| 464,8 | 464,8 | -7,3 % | ||||||
| Напряжения изгиба, H/
|
| 74,6 | -56,4% | ||||||
|
| 81,2 | -57,7% | |||||||
|
|
|
В графе «Примечание» к проверочному расчету указываем в процентах фактическую недогрузку или перегрузку передачи по контактным и изгибным 
напряжениям.
|
|
|
