Затверджую шевченківський сільськогосподарський
ВИБІР МАРКИ МАТЕРІАЛІВ, ПРИЗНАЧЕННЯ ХІМІКО-ТЕРМІЧНОЇ ОБРОБКИ ЗУБІВ, ВИЗНАЧЕННЯ ДОПУСТИМИХ НАПРУЖЕНЬ
жүктеу/скачать 7.86 Mb.
|
- Бұл бет үшін навигация:
- Визначення параметрів передачі
| ВИБІР МАРКИ МАТЕРІАЛІВ, ПРИЗНАЧЕННЯ ХІМІКО-ТЕРМІЧНОЇ ОБРОБКИ ЗУБІВ, ВИЗНАЧЕННЯ ДОПУСТИМИХ НАПРУЖЕНЬ
Завданням на курсове проектування не передбачено особливих вимог у відношенні габаритів передачі, тому вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками : для шестерні сталь 45, термічна обробка – покращення , твердість НВ230; для колеса – ст аль 45, термічна обробка – нормалізація, твердість НВ190. Допустимі напруження визначаємо за формулою: де: σHlimb – границя контактної витривалості при базовому числі циклів. Згідно з табл. 3.2 [2] для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ350 і термічною обробкою – покращенням: σHlimb = 2HВ + 70 КHL – коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймаємо КHL =1,0 [SH] – коефіцієнт безпечності; для коліс із нормалізованої та покращеної сталі, а також при об’ємному загартуванні приймають [SH] = 1,1…1,2, а тому ми приймемо [SH] =1,15. Для косозубих коліс допустимі контактні напруження визначаються за формулою: [σH] = 0,45∙([σH1] + [σH2]); Для шестерні МПа. Для колеса МПа. Тоді розрахункове контактне напруження [σH] = 0,45∙( 460+391) =383 МПа. Необхідна умова [σH] ≤ 1,23 [σH2] = 480,9 МПа виконується. Визначення параметрів передачі Параметри зубчатої передачі починаємо визначати з міжосьової відстані із умови контактної витривалості зубів за формулою: аw = де: Ка – коефіцієнт, що враховує матеріал та форму зубів; для стальних зубів косозубої передачі Ка = 43 ; Кнβ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження по ширині зубчатого вінця; приймаємо Кн β = 1,25 ; Ψва – коефіцієнт ширин вінця за міжосьовою відстанню: (0,2...0,6), приймаємо ψва= 0,4 . Згідно ДСТ 2185 – 66 (стор. 36 [2]) приймаємо аw =112 мм. Нормальний модуль зачеплення приймаємо згідно рекомендації: (0,01...0,02)∙112=1,12...2,24 мм. Згідно ДСТ 9563 – 60 (стор. 36 [2]) приймаємо mn = 2,0 мм. Приймаємо попередньо кут нахилу лінії зуба β і визначаємо число зубів шестерні і колеса. Із рекомендованих значень β = 8…20 , приймаємо β = 13. Число зубів шестерні: . Приймаємо Z1 = 36. Число зубів колеса: . Приймаємо Z2 =72. Уточнюємо кут нахилу лінії зубів передачі : β = arccos 0,964 = 15,40 . 3.4 Визначаємо ділильні діаметри , діаметри вершин і западин зубів та уточнюємо міжосьову відстань: а) для шестерні ділильний діаметр: мм ; діаметр вершин зубів: 74,7 + 2∙2 = 78,7 мм ; д іаметр западин зубів: б) для колеса ділильний діаметр: д іаметр вершин зубів: д іаметр западин зубів: в) міжосьова віддаль: Визначаємо ширину вінця зубчатих коліс: Приймаємо: для колеса b2 = b = 45 мм, для шестерні b1 = b2 + 4 = 45+4 = 49 мм. жүктеу/скачать 7.86 Mb. Достарыңызбен бөлісу:
|