3 Вибір матеріалу зубчатих передач. Визначення допустимих напружень

3.1 Вбір матеріалу зубчатих передач.

3.1.1 Вибираємо матеріал для зубчатої пари колес:

для шестерні – сталь 40Х,

для колеса – сталь 40Х

3.1.2 Вибір термообробки:

для шестерні – поліпшення,

для колеса – поліпшення.

3.1.3 Вибір інтервалу твердості (табл. 3.2[1]):

для шестерні - =269 – 302,

для колеса - =235 – 262.

3.1.4 Визначення середньої твердості зубів шестерні та колеса:

= ;

= .

3.1.5 Визначаємо механічні характеристики сталей і для шестерні і колеса (табл. 3.2[1]):

;

= 750 ;

;

;

= 640 ;

.

3.1.6 Вибираємо крайні розміри заготівок і шестерні і колеса (табл. 3.2[1]):

=125мм;

=80мм;

=200мм;

=125мм.

3.2 Визначення допустимих контактних напруг.

3.2.1 Визначаємо коефіцієнт довговічності для зубів шестерні та колеса:

; , (3.1)

де - число циклів зміни напружень, яке співвідносне межі витривалості.

=25млн. циклів,

=16,5млн. циклів,

N – число циклів зміни напружень, за весь термін служби.

.

=573*91,06*14900=777*10⁶;

=573*28,90*14900=271.2*10⁶;

Оскільки і то приймаємо і .

3.2.2 Визначаємо допустиме контактне напруження і для шестерні і

колеса (табл. 3.1[1]):

=1.8* +67;

=1.8* +67=1.8*285.2+67=580.9 ;

=1.8* +67=1.8*248.2+67=514.3 .

3.2.3 Визначаємо допустиме контактне напруження і для зубів шестерні і

колеса :

=1*580.9=580.9 ;

=1*514.3=514.3 .

3.3 Визначення допустимих напруг згину.

3.3.1Визначаємо коефіцієнт довговічності для зубів шестерні та колеса:

; , (3.2)

де - число циклів зміни напружень, яке співвідносне межі витривалості.

=4млн. циклів;

=4млн. циклів,

N – число циклів зміни напружень, за весь термін служби.

.

=573*91,06*14900=777*10⁶;

=573*28,90*14900=271.2*10⁶;

Оскільки і то приймаємо і .

3.3.2 Визначаємо допустиме напруження згину і співвідносне згинаючій

межі витривалості при числі зміни циклів напружень (табл. 3.1[1]):

=1.03* ;

=1.03* =1.03*285.5=294.1 ;

=1.03* =1.03*248.5=256.0 .

3.3.3 Визначаємо допустимі напруження згину і для зубів шестерні і колеса:

=1*294=294 ;

=1*256=256 .

3.4 Таблична відповідь до задачі:

Таблиця 3.1

Елемент Передачі	Марка матеріалу	, мм	Термо - обробка
		, мм
Шестерня	Сталь 40X	125	П	285.5	900	410	580.9	294.1
		80
Колесо	Сталь 40X	200	П	248.5	790	375	514.3	256.0
		125

4 Розрахунок зубчатої передачі

4.1 Проектний розрахунок редукторної пари

4.1.1 Визначаємо головний параметр – міжосьова відстань , мм:

(4.1)

де К_а = 43 – допоміжний коефіцієнт для прямозубих колес;

= b₂/a_w – коефіцієнт ширини вінця колеса,

= 0.28…0.36 для шестерень розміщених симетрично відносно опор;

u = 3,15 – передаточне число редуктора чи відкритої передачі;

Т₂ = 203,34 Н*м – обертаючий момент на тихохідному валу при розрахунку редуктора (див табл.[2.3])

= 514.3 , – допустима контактна напруга колеса з менш міцним зубом чи середнім допустима контактна напруга;

К_нβ =1-– коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба;

мм,

отримане значення округляємо до = 102 мм.

2. Визначаємо модуль зачеплення:

, (4.2)

де К_т – допоміжний коефіцієнт;

К_т= 5.8 для косозубої передачі;

мм, - ділильний діаметр колеса;

b₂= * =0.3*102 =30,6 мм, – ширина вінця колеса;

=256 , - допустиме навантаження згину матеріалу колеса з менш міцними зубцями;

мм;

приймаємо m = 2 мм .

4.1.3. Визначаємо кут нахилу зубців β_min для косозубої передачі:

β_min= = =

4.1.4. Визначаємо сумарне число зубців шестерні і колеса:

;

4.1.5. Уточнити дійсну величину кута нахилу зубців для косозубої передачі

β=

4.1.6. Визначаємо число зубців шестерні:

4.1.7. Визначаємо число зубців колеса:

=100 - 24 = 76

4.1.8. Визначаємо фактичне передаточне число u і перевіряємо відхилення u від заданого u:

,

4.1.9. Визначаємо фактичну міжосьову відстань:

мм;

4.1.10.Визначаємо фактичні основні геометричні параметри – табл.4.1

Таблиця 4.1

Параметр		Шестерня	Колесо
Діаметр	ділільний	d1 = mz1/ = 48,97мм	d2 = mz2/ = 155,1мм
	вершин	da1 = d1 + 2m = 52,97 мм	da2 = d2 + 2m = 159,1мм
	впадин	df1 = d1 - 2,4·m = 44,17 мм	df2 = d2 - 2,4m = 150,3 мм
	Ширини венця	b1 = b2 + (2…4) = 30,6 + 2 = 32,6 мм	b2 = φA · aW = 30,6 мм

4.2 Перевірочний розрахунок

4.2.1 Перевіряємо міжосьову відстань:

мм

2. Перевіряємо надійність заготівок колес:

D_заг D_пред

С_заг(S_заг) S_пред

Діаметр заготівки шестерні D_заг= d_a1+ 6 = 52,97 + 6 = 58,97 125 мм

Товщина диска заготівки колеса зубчастої передачі

S_заг= b₂ + 4 = 30,6 + 4=34,6 125мм.

Граничні значення D_пред і S_пред з (табл. 2.1)

2. Перевіряємо контактні напруги σ_н,

(4.3)

К= 376 – допоміжний коефіцієнт для косозубої передачі;

= 2622 Н;

К_Нα= 1,01 – коефіцієнт розподіленого навантаження для косозубої передачі;

2,24 ;

Ступінь точності 9;

К_НV = 1,02– коефіцієнт динамічного навантаження (табл.4.3, [1]);

510,3 ;

%,

Недовантаження у нормі допустимого.

2. Перевіряємо напругу згину зубців шестерні і колеса:

(4.4)

,

де m – модуль зачеплення, мм;

b₂ – ширина зубчастого вінця колеса, мм;

F_t – колова сила в зачепленні, Н;

K_Fα =1 – коефіцієнт розподіленого навантаження між зубцями;

K_Fβ = 1 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині;

K_FV=1.06– коефіцієнт динамічного навантаження колової сили;

Y_F2 =3.61, – коефіцієнт форми зуба колеса.

Y_F1 =3.90, – коефіцієнт форми зуба шестерні

;

2. Складаємо табличну відповідь

Табл.4.2 Параметри зубчастої циліндричної передачі

Проектний розрахунок
Міжосьова відстань			102 мм		Кут нахилу зубів β		11
Модуль зачеплення, т			2 мм
Ширина зубчастого вінця: шестерні В1 Колеса В2			32,6 мм 30,6мм		Діаметр ділильного кола: шестерні d1 колеса d2		48,7 мм 155,1 мм
Число зубців шестерні Z1 Колеса Z2			24 76		Діаметр колеса вершин: шестерні, da1 колеса, da2		52,97 мм 159,1 мм
Вид зубців			Косозубі		Діаметр кола впадин шестерні df1 колеса df2		44,17 мм 150,3 мм
Перевірочний розрахунок
Параметр		Допустимі значення		Розрахункові значення		Примітки
Контактні напруги σН, Н/мм2		514.3		510,3		0,72 %
Напруга згину σF, Н/мм2	σF1	294.065		156,06		-
	σF2	255,955		144,46		-