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.
Воспользуйтесь поиском по сайту: