0441 / Direk_zapiska_3_0

5.2

Циклограмма нагружения

T

0.8T

0.35T

0.3

0.5t

0.2t

5t

t

5.3. Ограничения

2б

= ( − 3

− )

т

2

= (

− 3 − ) × (1 + 1 )

б

т

2

б

2б = 162 мм

б = 96,9 мм

= 1 + 2 + 50 = 110 мм

б

2

а = 110 мм

и дата

Определяется ширина колеса и шестерни:

Подп.

=

∙

2

(в)

в

. №

где ba (б ) – относительная ширина быстроходной зубчатой пары, принимаем

равной 0,21

инв

2 = 0,28 ∙ 110 = 31 мм

Взам.

Стандартизируем и принимаем = 32мм.

2

Теперь определяем b1* ,

дубл.

ширина шестерни обычно выполняется несколько

больше

(на

3-5мм)

ширины

колеса

для

компенсации

возможных

неточностей сборки:

. №

=

+ (3 ÷ 5)мм →

= 38 мм

Инв

1

2

1

5.3. Задаем число зубьев шестерни 1 = 24.

и дата

Тогда число зубьев определяется как:

2 = 1 ∙ = 24 ∙ 3,55 = 86

Стандартизируем и принимаем

= 88

Подп.

2

= 2 =

2 ∙ 110 = 2мм.

( 1 + 2)

24 + 86

№ подп

Принимаем по ГОСТу 9563-60

Разр Коханова Ю.С

Лист

Инв.

Пров Лустин А.Д

КП ДМ 2017.1203.42.09.00 ПЗ

21

Изм.

№ докум.

Подп.

Дат

Ли

Продолжение табл. 1.

Наименование и обозначение параметра

Радиус

кривизны

разноимённых

профилей

зубьев

в

7,716

29,25

точках, определяющих длину общей нормали, мм

Радиус

кривизны

профиля

в

точке

на

12,938

34,831

окружности вершин, мм

Условие

(возможность измерения длины общей нормали)

выполнено

выполнено

Диаметр измерительного ролика, мм

3,464

3,464

Угол

профиля

на

окружности,

проходящей

23°58'19"

21°16'42"

через центр ролика

Диаметр окружности, проходящей через центр ролика, мм

49,363

173,452

Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в

точках

контакта

поверхности

ролика

с

главными

8,296

29,741

поверхностями зубьев, мм

Условие

(возможность измерения размера по роликам)

выполнено

выполнено

Размер по роликам, мм

Условие

(возможность измерения размера по роликам)

выполнено

выполнено

Условие

(возможность измерения размера по роликам)

выполнено

выполнено

Нормальная

толщина

зуба

по

делительной

3,142

3,142

окружности, мм

Проверка качества зацепления по геометрическим показателям

Коэффициент наименьшего смещения

-0,404

-4,03

Условие

отсутствия

подрезания

зуба

выполнено

выполнено

исходной производящей рейкой

Радиус кривизны в граничной точке профиля зуба, мм

2,361

23,566

Условие отсутствия подрезания

выполнено

выполнено

дата

Условие отсутствия интерференции

выполнено

выполнено

Нормальная толщина зуба на поверхности вершин, мм

1,431

1,604

и

Подп.

Минимально

рекомендованное

значение

нормальной

толщины зуба на поверхности вершин при поверхностном

0,8

упрочнении зубьев, мм

Условие отсутствия заострения

выполнено

выполнено

. №

Удельное скольжение профилей зубьев в нижних точках

-2,48186

-0,87806

активных профилей зубьев

инв

Коэффициент торцового перекрытия

1,718

Взам.

Рекомендованное

значение

коэффициента

1,2

торцового перекрытия

дубл.

Коэффициент перекрытия

1,718

Инв. №

Подп. и дата

№ подп

Разр

Коханова Ю.С

Лист

Инв.

Пров Лустин А.Д

КП ДМ 2017.1203.42.09.00 ПЗ

23

Изм.

№ докум.

Подп.

Ли

Дат

Таблица

1.

Расчёт

на

прочность

при

действии

максимальной

нагрузки

цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления (по ГОСТ 21354-87)

Наименование и обозначение параметра

Исходные данные

Число зубьев

24

86

Модуль, мм

2

Угол наклона зубьев на делительном цилиндре

0°00'00"

Угол профиля исходного контура

20°00'00"

Ширина зубчатого венца, мм

38

32

Коэффициент смещения исходного контура

+0,6294

+1,2091

Степень точности

7-C

7-C

Вариант схемы расположения передачи

5

Марка материала

Твердость активных поверхностей зубьев, HRC

30

30

Расчётная

нагрузка

48.2

(крутящий момент на ведущем колесе), Н*м

Частота вращения ведущего колеса, об/мин

1455

Определяемые параметры

Окружная скорость в зацеплении, м/с

3,71

Расчёт на контактную прочность

Коэффициент,

учитывающий

неравномерность

1,22

распределения нагрузки по длине контактных линий

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

8,105

и дата

Коэффициент,

учитывающий

динамическую

нагрузку,

1,158

возникающую в зацеплении до зоны резонанса

Окружная сила на делительном цилиндре, Н

1600

Подп.

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

72,437

Расчётное контактное напряжение, МПа

497,726

Допускаемое контактное напряжение, МПа

701

701

. №

Коэффициент запаса по контактным напряжениям

4,139

4,139

инв

Расчёт на прочность при изгибе

Взам.

Коэффициент,

учитывающий

неравномерность

1,192

распределения нагрузки по длине контактных линий

дубл.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

21,613

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

1,421

. №

возникающую в зацеплении до зоны резонанса

Окружная сила на делительном цилиндре, Н

1600

Инв

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

86,873

дата

Расчётное напряжение изгиба, МПа

113,893

116,077

Допускаемое напряжение изгиба, МПа

240

240

Подп. и

Коэффициент запаса по напряжениям изгиба

9,032

9,029

№ подп

Разр

Коханова Ю.С

Лист

Инв.

Пров Лустин А.Д

КП ДМ 2017.1203.42.09.00 ПЗ

24

Изм.

№ докум.

Подп.

Ли

Дат

(u ± 1)

=

√

1

5.7.3. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

[ ]

=

где

-

базовый

предел

выносливости

поверхностей

зубьев

по

контактным напряжениям

В качестве термообработки выберем нормализацию.

– коэффициент безопасности,

= 1,1

дата

– коэффициент долговечности

и

[ ] = 701 МПа

= [ ] = 701 1,1 = 771МПа

Подп.

2

=

−150

= 34,5

– твердость колеса по Роквеллу

2

№

2

18

этому значению твердость

колеса

по

.

Следовательно, соответствующая

инв

Бринеллю будет равна: HB2 =330.

Взам.

HB1 = HB2 + 50 = 380 – твердость шестерни по Бринеллю.

дубл.

Материал колеса – Сталь 30, 2=330.

Материал шестерни – Сталь 35, 1=380,

№

= 45 – твердость шестерни по Роквеллу

.

1

Инв

σHlimb1 = 18 HRC1 + 150 = 960 МПа

Подп. и дата

№ подп

Разр

Коханова Ю.С

Лист

Инв.

Пров Лустин А.Д

КП ДМ 2017.1203.42.09.00 ПЗ

25

Изм.

№ докум.

Подп.

Ли

Дат

= 30 2.4

0

=30*3802.4 = 47*106

01

=30*3302.4 = 33*106

02

60

=

∑ 3

3

= 585976000

1

=

1

= 165063662

2

47 106

6

6

= √

01

=

√

= 0,7

1

585976000

1

Но

1, то берем

= 1

1

33 106

6

6

= √

02

=

√

= 0,8

2

165063662

2

[ ]1 =

960

1 = 872 Н/мм2

1,1

дата

[ ]2 = 771,73 0.8 = 560 Н/мм2

1,1

2

2

и

Н1 = Н2 = 497Н/мм

< [ ]Н2= 560 Н/мм

Подп.

5.7.4.Определяем допускаемое изгибное напряжение:

[ ]

=

,

№

где

.

- базовый предел выносливости материала колеса по изгибным

инв

Взам.

напряжениям.

= 600Н/мм2

- коэффициент безопасности,

= 2

дубл.

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения

. №

нагрузки,

= 0.8

Инв

- коэффициент долговечности.

6

= √ ,

дата

=

и

1

1

=

Подп.

2

2

где

- базовое число циклов. Для всех сталей:

= 4 106.

< 1, принимаем

=

= 1.

№ подп

1

2

Разр Коханова Ю.С

Лист

.

КП ДМ 2017.1203.42.09.00 ПЗ

Инв

Пров Лустин А.Д

26

Ли

Изм.

№ докум.

Подп.

Дат

[ ]

= [ ]

=

600

0,8 1 = 240 Н/мм2

2

1

2

5.7.5. Проверка зубьев на изгиб:

=

2 1

c s = 113 Н/мм2 <

[ ]

1

= 240 Н/мм2

2

1

1

=

2 2

c s = 116 Н/мм2 <

[ ]

2

= 240 Н/мм2

2

2

2

5.7.6. Удельная расчетная окружная сила при изгибе

=

= 86,8 Н/м

⁄

2

и дата

5.8. Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Подп.

=

= 1600H

2

1

Радиальная сила

=

=

20

. №

1

= 584 H

1

2

инв

Осевая сила

Взам.

=

=

= 584H

1

2

2