2.1.2 Вибираємо допустимі напруження

Вибрана бронза відноситься до  групи

_ =_LC_v_o

де, К_НL =⁸10⁷/N коефіцієнт довговічності загальне число циклів зміни напруг

=573_L_h

Cvкоефіцієнт зносу зубів

С=0,925 2.с.27

_одопустиме напруження при числі циклів зміни напруг рівним 10⁷

_о=0,9_в10⁶ 2.с.28

=5738,46024000=11634192

_HL= ⁸10⁷/11634192=0,81

_о=0,950010⁶=45010⁶

_=0,810,92545010⁶=196,67510⁶Па

Допустиме напруження згину

_F=_FL_Fo

Коефіцієнт довготривалості

_FL= ⁹10⁶/= ⁹10⁶/11634192=0,76

тому допустиме напруження згину

_Fo=0.256_т+0,08_в=0,256200+0,08500=69,312МПа

2.1.3 Між осьова відстань

Між осьова відстань передачі

а_6100 ³Т_/_²=6100 ³251,496/(196,67510⁶)²=114мм

а_=114мм

Приймаємо між осьову відстань, після округлення, за стандартним рядом в його більшу сторону 2.с.28

а_=125мм

2.1.4 Підбір головних параметрів передачі

Число витків черв’яка z₁=2 2.c.28; число зубів колеса z₂=z₁ · u_ред=218=36, округляємо, маємо z₂=36

Модуль передачі

m=(1,5…1,7)а/z₂=(1,5…1,7)125/36=5,208…5,902

Найближче стандартне значення 2.т.2.11,с.29 m=5;

Коефіцієнт діаметра черв’яка

q= 2а/m - z₂=2125/5 - 36=14

q_minq_ст 8,4816

Мінімальне значення q_min=0,212z₂=7,632

Приймаємо q_ст=12,5 2.т.2.11,с.29

Коефіцієнт зсуву інструмента

x =(а/m)-0,5(z₂+q)=(125/5)-0,5(36+12,5)=0,75;

0,751

Відхилення від заданого

u=(u_ф-u/u)1004%

u_ф=z₂/z₁=36/2=18

u=(18-18/18)100=0%

0%  4%

2.1.5 Геометричні розміри черв’яка та колеса

• Ділильний діаметр черв’яка

d₁= qm=12,55=62,5мм

• Діаметр вершин витків

d_а1=d₁+2m=62,5+25=72,5мм

• Діаметр впадин

d_f1= d₁-2,4m=62,5-2,45=50,5мм

• Довжина нарізаної частини

b₁(11+0,06z₂)m=(11+0,0636)5=65,8мм

Так як витки шліфують, то остаточно

b₁65,8+35=81мм

• Діаметр ділильної окружності колеса

d₂= z₂m=365=180мм

• Діаметр окружності вершин зубів

d_а2=d₂+2(1+x)m=180+2(1+0,75)5=197,5мм

• Найбільший діаметр колеса

d_ам2=d_а2+(6m/z₁+z)=198+(65/2+2)=205,5мм

• Ширина венця

b₂0,75d_а1=0,7550=37,5мм

2.1.6 Перевірочний розрахунок передачі на міцність

По т.2.12 для z₁=2, q=12,5 та кут =905

Кутова швидкість черв’яка

₂=152,29^рад/_с

Окружна швидкість на черв’яку

v₂=0,5₂d₁=0,5152,290,065=4,758^м/_с

Швидкість на колесі К=1,0

Розрахунок напруги

_н=4,810⁵/d₂KT_/d₁_н

_н=4,810⁵/0,181,0251,496/0,0625=169,15710⁶Па_н=196,67510⁶Па

що менше допустимого

2.1.7 ККД передачі

По т.2.13 кут тертя =115.ККД передачі

=tg905/tg(905+115)=0,87

2.1.8 Сила зачеплення

Окружна сила на колесі та осьова сила на черв’яку

F_T2=F_A1=2T_/d₂=2·251,496/0,18=2794,4H

Окружна сила на черв’яку та осьова сила на колесі

F_t1=F_а2=F_T2z₁/(q)=2794,42/12,50,87=517H

Радіальна сила

F_r=0,364F_T2=0,3642794,4=1017,1H

2.1.9 Перевірка зубів колесапо напрузі згину

Еквівалентне число зубів

z_v2=z₂/cos³=36/cos³(905)=37

По т.2.15 коефіцієнт _F=1,61.Окружна швидкість на колесі v₂=0,5₂d₂=0,761

Тоді коефіцієнт навантаження К=1с.30

Розрахунок напруження згину

_F =0,7_FKF_t2/mb₂=0,71,6111017,1/0,005·0,0375=61,1310⁶Па

що менше _F =69,312 мПа

2.1.10 Тепловий розрахунок

Потужність на черв’яку

Р₁=T_ _ / =251,4968,460/0,877 =2426,061 Вт

Поверхня охолодження корпуса т.2.14 с.30 А=0,36 м².Коефіцієнт К_т =16

Приймаємо, що відвід тепла буде здійснюватись без штучного охолодження. Тоді температура масла

t_раб =(1-)P₁/K_TA =(1-0,877)2426,061/160,36+20 =71,8С

що є допустиме, так як t_раб  t_раб =95С

71,8С  95С

2.2 Розрахунок зубчастої передачі:

Виконуємо розрахунок зубчатої передачі за такими даними:

Обертаючий момент на колесі Т_IV=591,016 Н·м ; передаточне число U_з.п=2,5; час роботи передачі L_h=24000 год.

2.2.1 Вибір матеріалу і термічної обробки

Приймаємо для колеса та шестерні сталь 40ХН та варіант термообробки II [2 т.2.1]

Колесо – НВ 262…302 _т=750·10⁶МПа

Шестерня – покращена закалка ТВЧ, HRC 48…53

2.2.2 Допустимі напруження

Число циклів зміни напруг:

Для колеса:

N₂=573₄ L_h = 573·3,38·24000 =46,48·10⁶

Для шестерні:

N₁=u·N₂ =2,5·46,48·10⁶ =166,2·10⁶

Число циклів зміни напруг, відповідаюче границі контактної стійкості [2 рис.21 с.11]

Для колеса:

K_HL2 =⁶20·10⁶/11620000 =0,861,0

K_FL2 =⁶4·10⁶/166,2·10⁶ =0,891,0

Для шестерні:

K_HL1 =⁶100·10⁶/116,2·10⁶ =0,86≈1,0

K_FL1 =⁶4·10⁶/52,6·10⁶ =0,651,0

Допустимі контактні напруги і напруги згину, відповідаючі цикли N_HO і 4·10⁶ [2 т.2.2]

Для колеса:

[]_HO2 =1,8HB_ср+67 =1,8·285+67=580 МПа

[]_FO2=1,03HB_ср=1,03·285=293 МПа

для шестерні:

[]_HO1=14·HRC_ср+170=14·50,5+170=877 МПа

[]_FO2=370 МПа

знаючи що модуль передачі m  3 мм.

Допустимі контактні напруги і напруги згину з урахуванням часу роботи передачі:

Для колеса:

_H2 =K_HL2·_HO2 =1·580=580 МПа

для шестерні:

_H1 =K_HL1·_HO1 =1·877=982 МПа

_F1 =K_FL1·_FO1 =1·370 МПа

Середнє допустиме контактне напруження

_ =0,45(__=0,45(877+580)=655,65 МПа

Остаточно приймаємо в паскалях (Па)

_ =655,6510⁶ Па; _F2 =293·10⁶ Па; [_F1 =370·10⁶ Па;

2.2.3 Міжосьова відстань

Приймаємо _a =0,4 [2 c.13]. Тоді _d =0,5_a(u ±1) =0,5·0,4(2,5+1) =0,7. Коефіцієнт K_H =1,1 2 т.2.3

Тоді між осьова відстань:

а_ _а (u ± 1)³__IV/_аu²[_^ = =49502,5^15912,5^656^^=27 м.

а_ =127мм

Округляємо до стандартного значення, приймаємо а_ =140 мм.

2.2.4 Поперечнірозміри колеса.

d₂ =2а_u/(u±1)=2·140·2,5/(2,5+1)=200 мм.

b₂ =_аа_ =0,4·140=56 мм.

Приймаємо найближче стандартне

b=56 мм.

2.2.5 Модуль передачі

Коефіцієнт K_m =6,8 [2. с.13]

Модуль передачі

m_mT_IV/d₂b₂_F =2·6,8·591/0,2·0,056·293·10⁶ =0,002449

Округляючи, приймаємо з 2 ряду m=2,75

2.26 Кут нахилу і сумарне число зубів.

Мінімальний кут нахилу зубів

_min=arcsin(4m/b₂) =arcsin(4·2,75/56)=11,3°

Сумарне число зубів

z_ =2а_cosm =2·140·0,97/2,75 =101,8

Округляючи приймаємо z_ =100

Двигунне значення кута нахилу зубів

arccos(z_m/2а_ =arccos(100·2,75/2·140) =arccos0,9821 =10,84°

coscos10,84° =0,9821

tgtg10,84° =0,1916

2.2.7 Число зубів шестерні і колеса

Число зубів шестерні

z₁ =z_ u±1) =100/(2,5+1)=29

Число зубів колеса

z₂ =z_-z₁ =100-29=71

2.2.8 Фактичне передаточне число

u_ф =z₂ /z₁ =71/29=2,45

u =|u_ф-u|·100/u =|2,45-2,5|·100/2,5 =2

2.2.9 Діаметри коліс

Ділильні діаметри

• шестерні

d₁ =z₁m /cos =29·2,75/0,9821 =79,75 мм.

• колеса

d₂ =2а_-d₁ =2·140-79,75 =200,25 мм.

Діаметри окружності вершин і впадин

• шестерні

d_а1 =d₁+2m =79,75+2·2,75 =85,25 мм.

d_f1 =d₁-2,5m =79,75-2,5·2,75 =72,875 мм.

• колеса

d_а2 =d₂+2m =200,25+2·2,75 =205,75 мм.

d_f2 =d₂-2,5m =200,25-2,5·2,75 =193,375 мм.

Якщо колесо без виточок, то C_заг =b₂ =56 мм. По табл. 2.1 D_прид =200 мм. і S_прид= 125 мм. Відповідно умови D_заг  D_прид і C_заг  S_прид виконується.