где
= 25 (Н1 ≥ 45HRC и H2 ≤ 350 НВ);
θH = 1,13 + 0,15 · u
|
(26)
|
θH = 1,13 + 0,13 · 4,43 = 1,59.
Ориентировочное значение средней окружной скорости, м/с:
θ = π· 0,857 · d’e1 · n1 / 60 · 103
|
|
3,14 · 0,857 · 102 · 115 / 60 · 103 = 0,53
Степень точности. Назначаем 8-ю степень точности, так как θ’m < 5. Предварительное значение внешнего делительного диаметра шестерни d”e1, мм:
где КHV= 1.06; КHβ = 1,2; [σ]H = 643.
Принимаем d"e1 = 106 мм.
Определение коэффициентов КHV и КHβ
Коэффициент КHV, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении При 8-й степени точности V^ = 3,04 и твердости зубчатых колес:
H1 = 48HRC3; H2 = 285НВ; KHV = 1,06 Относительная ширина шестерни при Кbe = 0,285
Ψbd = b / d · m1 = 0,166 · (u2 + 1)0,5 = 0,166 · (3,5552 + 1)0,5 = 0,61
|
|
Коэффициент K, учитывающий неравномерность распределения
|
|
нагрузки по длине контактных линий
|
|
При ψbd = 0.61; Н1 = 48 HRC3; H2 = 285НВ;
|
|
K’Hβ = 1,19; K’Hβ = (0,19)0,5 = 1,09
|
|
Так как
|
|
KHβ = (K’Hβ) ≥ 1,2 , принимаем K’Hβ = 1,2
|
|
Предел контактной выносливости, Мпа
|
|
σHlim = 17 · HHRC + 200 = 17 · 48 + 200=1016;
|
|
σHlim = 2НВ + 70 = 2 · 285 +70 = 640
|
|
Коэффициент запаса прочности
|
|
sH1 = 1,2; sH2 = 1,1;
|
|
Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости
|
|
NGH1 = H3HB1 = 4503 = 9,1 · 107;
|
|
NGH2 = H3HB2 = 2853 = 2,3 · 107;
|
|
Твердость шестерни
|
|
НHB1 = 450НВ
|
|
Требуемый ресурс, циклы
|
|
NK2 = NK1 / u = 58,2 · 107 / 5,55 = 16,4 · 107
|
|
Коэффициент долговечности
|
|
(так как режим постоянный, то NHE = NK)
|
|
ZN1 = (NHG1 / NK1)1/6 = (9,1 · 107 / 58,2 · 107)1/6 < 1
|
|
ZN1 =1
|
|
ZN2 = (NHG2 / NK1)1/6 = (2,3 · 107 / 58,2 · 107)1/6 < 1
|
|
ZN2 =1
|
|
Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса, Мпа
|
|
[σ]H1 = σHlim · zN1 / sH1 = 1016 · 1/1,2 =847;
|
|
[σ]H1 = σHlim · zN1 / sH1 = 640 · 1 / 1,1 = 582
|
|
Допускаемое контактное напряжение, Мпа
|
|
[σ]H = 0,45 · ([σ]H1 + [σ]H2)
|
|
0,45 · (8,47 + 582) = 643;
|
|
[σ]H = 1.15[σ]H2 =1.15 · 582= 669.
|
|
Окончательно принимаем [σ]H = 643
|
|
Число зубьев шестерни: z’1 = 14
|
|
z1 = 1,3 · z'1 = 1,3 · 14 = 18,2.
|
|
Принимаем z1 = 18
|
|
Число зубьев колеса: z2= z1 · u’ = 18 · 4,43 = 79,74.
|
|
Принимаем z2 = 80.
|
|
Передаточное число передачи
|
|
u = z2 / z1 = 80 / 18 = 4,43.
|
|
Угол делительного конуса шестерни, град:
|
|
δ1 = агсtg(z1 / z2) = агсtg(18 / 80) = 15.7086.
|
|
NK1 = 60 · n1 · t∑ = 60 · 970 · 104 = 58,2-107;
Угол делительного конуса колеса, град:
δ2 = 90 – δ1 = 90 - 15,7086 = 74,2914.
|
(46)
|
Внешний окружной модуль, мм.
mte = de1 / z1 = 106 / 18 = 5,55
|
(47)
|
Внешнее конусное расстояние, мм.
Ш ирина зубчатых венцов колес, мм
b = b1 = b2 = Kbe · Re = 0,285 · 227,55 = 65
|
(49)
|
Принимаем b = 65
Коэффициент смещения инструмента (коррекции) для шестерни:
xn1 = 0,32 при z1 = 18 и u = 4,43
Коэффициент смещения инструмента (коррекции) для колеса xn2 = - xn1 = - 0,32
Проверочный расчет на выносливость при изгибе:
а) коэффициент, учитывающий форму зуба:
для шестерни
YFS1 = 3,7 при xn1 = 0,32
zVn1 = z1 / (cos3 β · cos δ1) = 18 / (0,55 · 0,96) = 34
|
(50)
|
( β= 35° и δ1 = 15,7066°),
для колеса
YFS2 = 3,62 при xn2 = -0,632.
zVn2 = z2 / (cos3 β · cos δ2) = 80 / (0,55 · 0,271) = 429
|
(51)
|
( β= 35° и δ1 = 74,2914°);
б) коэффициент, учитывающий вид конической передачи
θF = 0,85 + 0,045 · u,
|
(52)
|
θF = 0,85 + 0,045 · 4,43 = 1,04 ;
в) напряжение изгиба в опасном сечении зуба, МПа:
для шестерни
σF1 = 2,7 · 103 · T1 · KFV · KFB · YFS1 / (b · de1 · mFe · θF)
|
(53)
|
σF1 = 2,7 · 103 · 125 · 1,12 · 1,16 · 3,7 / (35,5 · 67,4 · 3,7444 · 1,003)= 180,5 < [σ]F1 = 353
для колеса
σF2 = YFS2 · σF1 / YFS1 = 3,62 · 180,5 / 3,7 = 176,6 < [σ]F2 = 353 (54) Определение коэффициентов Кр„ и К_
Коэффициент КFV, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении 7-я степень точности;
θ’m = 3,04;
H1 = 48HRC3,
H2 = 285НВ;
К’FV = 1,12
Коэффициент К, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
ψbd = 0.61;
Н1 = 48HRC3;
Н2 = 285НВ;
KFβ = (K’Fβ)0,5 ≥ 1,15;
K’Fβ =1,35;
KFβ = (1,35)0,5 =1,16
Геометрические размеры передачи;
а) внешний делительный диаметр, мм: шестерни
dе1 = mtе · z1 = 5,55 · 18 = 106
|
(55)
|
колеса
|
|
dе2 = mtе · z2 = 5,55 · 80 = 418
|
(56)
|
б) внешний диаметр вершин зубьев, мм:
|
|
шестерни
|
|
dae1 = de1 + 2 · (1 + xn1) · mte · cos δ2
|
(57)
|
dae1 = 100 + 2 · (1 + 0,32) · 5,55 · 0.9626 = 106
|
|
колеса
|
|
dae2 = de2 + 2 · (1 + xn2) · mte · cos δ2
|
(58)
|
dae2 = 444 + 2 · (1 - 0,32) · 5,55 · 0.271 =418
Проверка на контактную выносливость. Размеры передачи, полученные расчетом, не изменялись; следовательно, действующее контактное напряжение равно допускаемому, т.е. σH = [σ]H.
Определение допускаемых напряжений изгиба шестерни [σ]F1 и колеса
[σ]F2
Предел выносливости при изгибе, МПа
для шестерни
σFlim1 = 600;
для колеса
σFlim2 = 1,75
НHB = 1,75 · 285= 499
Коэффициент запаса прочности
sF1 = sF2 = 1,7
Коэффициент долговечности
YN1 = (4 · 106 / NK1)1/3 = (4 · 106 / 582 · 106)1/3 < 1, YN1 = 1
|
(59)
|
YN2 = (4 · 106 / NK2)1/3 = (4 · 106 / 164 · 106)1/3 < 1, YN2 = 1
|
|
Допускаемое напряжение изгиба, МПа
|
|
[σ]F1 = σFlim1 · YN1 / SF1 = 600 ·1 / 1,7 = 553
|
(60)
|
[σ]F2 = σFlim2 · YN2 / SF2 = 499 ·1 / 1,7 = 293
|
(61)
|
Проверка передачи на прочность при действии
|
пиковой
|
(максимальной) нагрузки:
|
|
а) коэффициент перегрузки
|
|
Kпер = Tпик1 / T1 = 400 / 526 = 0,76;
|
(62)
|
б) контактное напряжение в полюсе зацеплении, МПа;
|
|
σHmax = σH · (Kпер)0,5 = 645 · (0,76)0,5 = 1150 < [σ]Hmax =1820,
|
(63)
|
в) напряжение изгиба в опасном сечении зуба, МПа:
|
|
для шестерни
|
|
σFmax1 = σF1 · Kпер = 180,5 · 0,76 = 577,6 < [σ]Fmax1 = 900,
|
(64)
|
для колеса
|
|
σFmax2 = σF2 · Kпер = 176,6 · 0,76 = 565,1 < [σ]Fmax2 = 1287.
|
(65)
|
Определение допускаемых напряжений при пиковой нагрузке
|
|
Допускаемое напряжение, МПа
|
|
Контактное
|
|
[σ]Hmax1 = 40 HHRC3 = 40 · 48 = 1920
|
(66)
|
[σ]Hmax2 = 2б8 · σT2 = 2,8 · 650 =1820
|
(67)
|
Изгиба
|
|
[σ]Fmax1 = σFlim1 · YNmax1 · Kst1 / sst1 = 600 · 2,5 1,2 / 2 = 900
|
(68)
|
[σ]Fmax1 = σFlim2 · YNmax2 · Kst2 / sst2 = 499 · 4 · 1,3 / 2 = 1297
|
(69)
|
где YNmax1 = 2,5; YNmax2 = 4; Kst1 = 1,2; Kst2 = 1,3;
|
(70)
|
sst1 = sst2 = 2,0
Анализ параметров (критериев) работоспособности – действующих и допускаемых напряжений - показал, что передача будет работоспособна.
Таблица 4.2 – Параметры зубчатых колес с круговыми зубьями
Параметр
|
|
|
|
Обозначение
|
|
Значение параметра для
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
шестерни
|
Колеса
|
Средний
|
|
|
-
|
|
|
|
|
|
4,43
|
4,43
|
нормальный
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
модуль
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Число зубьев
|
|
|
z
|
|
|
|
|
|
18
|
80
|
Средний
|
угол
|
|
|
βm
|
|
|
|
|
|
35
|
35
|
наклона зуба, град
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент
|
|
|
x
|
|
|
|
|
|
0,32
|
-0.32
|
смещения
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Угол
|
|
|
-
|
|
|
|
|
|
15,7086
|
74,291
|
делительного
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
конуса, град
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Степень точности
|
|
-
|
|
|
|
|
|
8 - В
|
8 – В
|
(по ГОСТ 1758-
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
81)
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Определяем силы действующие в зацеплении конической косозубой передачи:
Окружная
|
радиальная
|
| |
Достарыңызбен бөлісу: |
