2.2 Розрахунок зубчастої передачі

Виконуємо розрахунок зубчатої передачі за такими даними:

Обертаючий момент на колесі Т_IV=694,44 Н·м ; передаточне число U_з.п=1,89; час роботи передачі L_h=25000 год;

2.2.1 Вибір матеріала і термічної обробки

Приймаємо для колеса та шестерні сталь 40ХН та варіант термообробки II [2, т.2.1, с.10]:

Колесо – покращення, НВ 262…302, _т=750 МПа

Шестерня – покращення і загартування ТВЧ, HRC 48…53

2.2.2 Допустимі напруження

Число циклів зміни напруг:

Для колеса:

N₂=573₄ L_h = 573·3,6·25000 =51,6·10⁶

Для шестерні:

N₁=u·N₂ =1,89·51,6·10⁶ =97,5·10⁶

Кількість циклів зміни напружень, яка відповідає границі контактної стійкості [2, рис.21, с.11]

Для колеса:

K_HL2 =⁶20·10⁶/51,6·10⁶ =0,851,0

K_FL2 =⁶4·10⁶/51,6·10⁶ =0,651,0

Для шестерні:

K_HL1 =⁶100·10⁶/97,5·10⁶ =1,12

K_FL1 =⁶4·10⁶/97,5·10⁶ =0,651,0

Допустимі контактні напруження і напруження згину, відповідаючі цикли N_HO і 4·10⁶ [2, т.2.2, с.12]

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 напруження і напруження згину з урахуванням часу роботи передачі:

Для колеса:

_H2 =K_HL2·_HO2 =1·580=580 МПа

для шестерні:

_H1 =K_HL1·_HO1 =1,12·877=979 МПа

_F1 =K_FL1·_FO1 =1·370 МПа

Середнє допустимте контакте напруження

_ =0,45(__=0,45(982+580)=701,7 МПа

1,23_ =1,23580=713,4 МПа

Остаточно приймаємо в паскалях (Па)

_ =702,910⁶ Па; _F2 =293·10⁶ Па; [_F1 =370·10⁶ Па;

2.2.3 Міжосьова відстань

Приймаємо _d =0,4 [2, c.13].

Тоді _d =0,5_a(u ±1) =0,5·0,4(1,89+1) =0,578.

Коефіцієнт K_H =1,038 2, т.2.3, с.12

Тоді міжосьова відстань:

а_ _а (u ± 1)³__IV/_аu²[_^ =4950,89^38694,44,89^71^^ =45 м.

а_ =45мм

Округляємо до стандартного значення, приймаємо а_ =160 мм.

2.2.4 Поперечні розміри колеса.

d₂ =2а_u/(u±1)=2·160·1,89(1,89+1)=209 мм.

b₂ =_аа_ =0,4·160=64 мм.

Приймаємо найближче стандартне

b=64 мм.

2.2.5 Модуль передачі

Коефіцієнт K_m =6,8 [2, с.13]

Модуль передачі

m_mT_IV/d₂b₂_F =2·6,8·694,44/0,209·0,064·293·10⁶ =0,0024м

Округляючи, приймаємо з 1 ряду m=3мм

2.26 Кут нахилу і сумарне число зубів.

Мінімальний кут нахилу зубців

_min=0^о

Сумарна кількість зубців

z_ =2а_cosm =2·160·1/3 =106

Округляючи приймаємо z_ =106

2.2.7 Число зубів шестерні і колеса

Число зубців шестерні

z₁ =z_ u±1) =107/(1,89+1)=37

Число зубців колеса

z₂ =z_-z₁ =107-37=69

2.2.8 Фактичне передаточне число

u_ф =z₂ /z₁ =70/37=1,8648

u =|u_ф-u|·100/u =|1,8648-1,89|·100/1,89 =1,33

2.2.9 Діаметри коліс

Ділильні діаметри

• шестерні

d₁ =z₁m=37·3=111 мм.

• колеса

d₂ =2а_-d₁ =2·160-111=209 мм.

Діаметри окружності вершин і впадин

• шестерні

d_а1 =d₁+2m =111+2·3=117 мм.

d_f1 =d₁-2,5m =111-2,5·3=103,5 мм.

• колеса

d_а2 =d₂+2m =209+2·3=215 мм.

d_f2 =d₂-2,5m =209-2,5·3=201,5 мм.

Якщо колесо без виточок, то C_заг =b₂ =64 мм. По довідникам [2, т.2.1, с.10] D_прид =200мм. і S_прид =125 мм. Відповідно умови D_заг  D_прид і C_заг  S_прид виконується.