2. Выбор марки материалов, определение допускаемых напряжений.
Для изготовления шестерни и зубчатого колеса принимается улучшенная сталь 45 , предполагается, что диаметр заготовки не превышает 90 мм. Для шестерни твердость рабочих поверхностей зубьев принимается 230 ед. по Бринеллю (НВ 230) ,а колесо на 30 ед. ниже, то есть НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:
=
;
Где
-
предел контактной выносливости
=2 * НВ+ 20
Для шестерни :
=2*230
+ 70 =530 мПа;
Для
колеса
=2 * 200 +70 = 470 мПа;
– коэффициент
долговечности
При
длительной эксплуатации принято
=1.
-
Коэффициент, безопасности
Для улучшения стали принято =1,1
=
=482 мПа;
=
=428 мПа;
В качестве допускаемого контактного напряжения принимается напряжение равное
=
0,45 * (
+
)
=0,45 * (482 + 428 ) = 410 мПа
1,23 * = 1,23 * 428 =526> 410 мПа
Условие
1,23
Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле :
=
;
Где
-предел изгибной выносливости
= 1,8 НВ;
Для
шестерни
=1,8 * 230 = 414 мПа
Для
колеса
= 1,8 *200 = 360 мПа
=
‘ *
Где - ‘ Коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала .
- Коэффициент учитывающий способ получения заготовки колеса
=1
= 1,75 * 1,0 = 1,75
1
=
=237 мПа
2
=
=206 мПа
3 Определение перамеров передачи, сил в зацеплении, проверка прочности зубъев
Определяем межосевое расстояние по формуле
a𝜔
=
∙ (
+ 1 )
;
Где числовой Коэффициент принимается для косозубой передачи =43
– Коэффициент
учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца
– Коэффициент
ширины колеса относительно межосевого
расстояния
Принимается = 0,25 (ГОСТ2185-66)
=
43 ( 4+1 )
=149 мм; (3.1)
=160мм
Нормальный модуль принимается в пределах
=
( 001 … 0,02) ∙
= ( 001 … 0,02) ∙160 =
1,6… 3,2 мм
Принимается = 2,5мм
Принимается
предварительный угол наклона зубьев β
=
и определяется количество зубьев
шестерни и колеса .
=
=
=25,2;
Принимается = 21 , тогда
=
∙
=
25* 4 = 100;
Уточняется угол наклона зубьев
=
= 0,9767;
β
=
;
Определение основных размеров шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
=
=
=63,99 мм;
=
=
=256,01 мм;
Проверка
:
= 0,5 (
+
) = 0,5 (63,99 + 256,01) =160 мм;
Диаметры вершины зубьев
=
+ 2 ∙
= 63,99 + 2 ∙2,5 =68,99мм;
=
+ 2∙
= 256,01 + 2∙ 2,5 =261,01
мм;
Диаметры впадин зубьев :
=
-
2,5 ∙
=63,99-2,5 ∙ 2,5 =57,74мм;
=
-2
∙
= 256,01 –2,5∙ 2,5
=249,76мм;
Ширина
колеса
=
∙
= 0,25 ∙ 160 =40мм;
Ширина
шестерни
–
+
5 =40+ 5 =45 мм
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
=
=
=0,7;
Окружная скорость колёс
V
= 0,5∙
=0,5∙67∙64∙
=2.14
м\с;
При такой скорости для косозубых колёс принимается 8 – я степень точности изготовления колёс
Условие точности передачи по контактным напряжениям имеет вид
=
≤
;
Где
– Коэффициент нагрузки
=
*
*
- Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
= 1,025
- Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями
= 1,09
-
динамический Коэффициент
= 1,0
=1,025 * 1,09 * 1=1,21
=
= 384 мПа;
Прочность
передачи по контактным напряжениям
обеспечена , так как
Определяем силы, действующие в зацеплении
Окружная :
=
=
=
=1606 H;
Радиальная :
=
=
∙
=1606
=598 H;
Осевая :
=
=
∙
=1606∙ 0,2199 = 353 H
;
Условия прочности передачи по напряжениям изгиба имеет вид (3.2)
=
≤
Где
–
Коэффициент нагрузки
=
∙
= 1,065 ∙1,1 = 1,17
- Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
= 1,065
–Динамический коэффициент
1,1
-
Коэффициент, учитывающий форму зуба .
Зависит от эквивалентного числа зубьев
=
=
= 27;
=
=
=107 ;
Принимается
= 3,85 и
= 3,60
Находим
отношения
/
Для
шестерни
= 61,6, для колеса
=57,2
Дальнейший
расчёт ведётся для зубьев колеса так
как отношения
/
для него меньше
1
-
=1 -
= 0,914 H
;
=
0,92
=
=57 мПа;
Прочность передачи по напряжением изгиба обеспечена , так как ≤ 2 =206 мПа