3.1.18. Приводимо ескіз зубчастої передачі швидкохідної передачі рис 3.1.
3.2. Тихохідна ступінь
3.2.1. Вибір твердості, термообробки, матеріалу коліс.
а) По таблиці 3.1. [3] визначаємо марку сталі:
для шестірні – сталь 40Х, твердість 350 HB1
для колеса – сталь 40Х, твердість 350 HB2 .
Різниця середніх міцностей НВ1ср–HB2ср=(20...50)
б) По таблиці 3.2.[3] визначаємо механічні характеристики стали 40Х:
для шестірні – твердість (269…302)HB1,термообробка – поліпшення, діаметр граничної заготовки Dгран=125 мм
для колеса – твердість (235…262)HB2,термообробка – поліпшення, гранична ширина заготовки Sгран=125 мм
в) Визначаємо середню твердість зубців шестірні і колеса:
HB1ср = = 285,5 HB2ср = = 248,5
3.2.2. Визначення контактних напружень, що допускаються
для зубців шестірні [σ]H1 і колеса [σ]H2
а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності KHL
KHL = , де
NH0 – число циклів зміни напружень, що відповідає границі витривалості
N – число циклів зміни напружень за весь термін служби
N1 = 573ω1Lh = 573·301,59·14600 = 2523·106 циклів
N2 = 573ω2Lh = 573·75,4·14600 = 560,7·106 циклів , де
ω1 – кутова швидкість швидкохідного вала
ω2 – кутова швидкість проміжного вала
Lh – термін служби приводу (ресурс), год.
Lh = 365LrKrtcLcKc = 365·5·1·8·2·0,5 = 14600 год , де
Lr – термін служби приводу, років Lr = 5 (з вихідних даних)
Kr – коефіцієнт річного використання, приймаємо Kr =1
tc – тривалість зміни, год.; приймаємо tc = 8 год.
Lc – число змін, приймаємо Lc = 2
Kc – коефіцієнт змінного використання
Число циклів зміни напружень NH0 знаходимо по таблиці 3.3.[3] інтерполяцією:
NH01 = 22,5·106 циклів NH02 = 16,3·106 циклів
Тому що N1 > NH01 і N2 > NH02 , то коефіцієнти довговічності KHL1 = 1 і KHL2 = 1.
б) По табл. 3.1.[3] визначаємо контактні напруження шестірні, [σ]H01 і колеса [σ]H02:
для шестірні: [σ]H01 = 1,8 HB1ср + 67 = 1,8·285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2
для колеса: [σ]H02 = 1,8 HB2ср + 67 = 1,8·248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2
в) Визначаємо контактні напруження, що допускаються:
для шестірні: [σ]H1 = KHL1 [σ]H01 = 1·580,9 = 580,9 Н/мм2
для колеса: [σ]H2 = KHL2 [σ]H02 = 1·514,3 = 514,3 Н/мм2
При НВ1ср–HB2ср=20...50 циліндричні передачі з непрямими зубцями розраховують за меншим значенням [σ]H з отриманих для шестірні [σ]H1 і для колеса [σ]H2 т.е., по менш міцних зубцях: [σ]H = [σ]H2 = 514,3 Н/мм2.
3.2.3. Визначення напружень вигину, що допускаються
для зубців шестірні [σ]F1 і колеса [σ]F2
а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності KFL
KFL = , де
N – наробіток за весь термін служби: для шестірні N1 = 2523·106 циклів
для колеса N2 = 560,7·106 циклів
NF0 = 4·106 – число циклів зміни напружень, що відповідає границі витривалості
для обох коліс
Тому що N1 > NF01 і N2 > NF02 , то коефіцієнти довговічності KFL1 = 1 і KFL2 = 1.
б) По таблиці 3.1.[3] визначаємо напруження вигину, що допускаються, і відповідають числу циклів зміни напружень NF0 :
для шестірні: [σ]F01 = 1,03 HB1ср = 1,03·285,5 = 294 Н/мм2
для колеса: [σ]F02 = 1,03 HB2ср = 1,03·248,5 = 256 Н/мм2
в) Визначаємо напруження вигину, що допускаються:
для шестірні: [σ]F1 = KFL1 [σ]F01 = 1·294,1 = 294 Н/мм2
для колеса: [σ]F2 = KFL2 [σ]F02 = 1·256 = 256 Н/мм2
Складаємо таблицю 3.1. по пунктах 3.1.1.–3.1.3.
Таблиця 3.1. Механічні характеристики матеріалів зубчастої передачі
швидкохідної ступені.
Елемент передачі |
Марка стали |
Dгран |
Термообробка |
HBср |
[σ]H |
[σ]F |
|
Sгран |
Н/мм2 |
|
|||||
Шестірня |
40Х |
125 |
У |
285,5 |
580,9 |
294 |
|
Колесо |
40Х |
125 |
У |
248,5 |
514,3 |
256 |
|
3.2.4. Визначення міжосьової відстані аw , мм
аw≥Ka (uш + 1) = 43(4 + 1) = 77,73 мм , де
Ka = 43 – допоміжний коефіцієнт для косозубих передач
Ψа = 0,25 – коефіцієнт ширини вінця колеса, табл.2[4]
T2 – обертаючий момент на проміжному валі, Н·м
KHβ =1 – коефіцієнт нерівномірності по довжині зуба
По табл. 2[4] приймаємо аw = 80 мм.
3.2.5. Визначення модуля зачеплення m, мм
m≥ = = 0,89 мм, де
Km = 5,8 – допоміжний коефіцієнт для косозубих передач
d2 – ділильний діаметр колеса, мм:
d2 = 2аw = 2·80 = 128 мм
b2 = Ψа аw = 0,25·80 =20 мм
По таблиці 13.15.[3] приймаємо b2 = 20 мм
По таблиці 3 [4] приймаємо m = 1 мм
3.2.6. Визначення кута нахилу зубців βmin
Для косозубих передач:
βmin = arcsin = arcsin = 10,08º
У косозубих передачах β = (8…16)° Через ріст осьових сил Fа в зачепленні бажано одержати його менше значення.
3.2.7. Визначення сумарного числа зубців шестірні і колеса.
Для косозубих передач:
zΣ = z1 + z2 = 2аw = 2·80 = 157,5
Приймаємо zΣ = 157
3.2.8. Визначення дійсної величини кута нахилу зубців β
β = arccos zΣ m/(2аw) = arccos 157·1/(2·80) = 11,11269°= 11,0646
3.2.9. Визначення числа зубців шестірні.
z1 = = = 31,4
Приймаємо z1 = 31 , умова z1≥18 виконується.
3.2.10. Визначення числа зубців колеса.
z2= zΣ – z1 = 157 – 31 = 126
3.2.11. Визначення фактичного передатного відношення uф
uф = = = 4,0645
Перевіряємо відхилення Δи від заданого и :
Δи = ·100% = ·100% = 1,6%4%
Норма відхилення виконується.
3.2.12. Визначення фактичної міжосьової відстані аw , мм
Для косозубих передач: аw = = = 80 мм
Основні геометричні параметри визначаємо у таблиці 3.2.
Таблиця 3.2. Геометричні параметри зубчастої циліндричної передачі
швидкохідної ступені, мм
Параметр |
Шестірня |
Колесо |
|
Діаметр |
ділильний |
d1 = mz1/cosβ = 31,6 |
d2 = mz2/cosβ = 128,4 |
вершин зубців |
da1 = d1 + 2m = 33,6 |
da2 = d2 + 2m = 130,4 |
|
западин зубців |
df1 = d1 – 2,4m = 29,2 |
df2 = d2 – 2,4m = 126 |
|
Ширина вінця |
b1 = b2 + (2...4)=24 |
b2=Ψааw = 20 |
|
3.2.13. Перевірка міжосьової відстані аw , мм
аw = (d1 + d2)/2 = (31,4 + 120,4)/2 = 80 мм