2.5.6. Определение модуля зацепления.
Значение модуля зацепления m определяем по формуле:
,
КМ – вспомогательный коэффициент;
КМ=5,8 – для косозубой передачи;
d2 – делительный диаметр.
[σ]F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса
Согласно стандартного ряда принимаем m=2мм.
2.5.7. Определение числа зубьев делительных диаметров шестерни и колеса.
Суммарное число зубьев определяется по формуле:
где β – угол наклона зубьев;
mn=m – нормальный модуль
Число зубьев шестерни определяем по формуле:
Принимаем Z1=21
Тогда число зубьев колеса равно
Определяем фактическое передаточное число:
Определяем отклонение фактического передаточного числа от заданного:
Отклонение фактического от заданного передаточного числа находится в норме.
Делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2 определяем по формуле:
Диаметры вершин зубьев шестерни da1 и da2 равны:
Диаметры впадин зубьев шестерни dƒ1 и колеса dƒ2 равны:
Рабочая ширина зубчатого колеса равна:
Ширина зубчатого колеса шестерни
2.6. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость.
2.6.1. Исходные данные для расчета.
1. Вращающий момент на валу шестерни
;
колеса
2. Фактическое передаточное число зубчатой передачи U=5.
3. Стандартное межосевое расстояние аW=125мм.
4. Рабочая ширина зубчатого венца b2=38мм.
5. Допускаемое контактное напряжение [σН]=481,82МПа
2.2.2. Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым.
Значение расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса, поэтому расчет выполняем для того из колес, у которого меньше допускаемое напряжение [σН].
Для проверки контактных напряжений воспользуемся формулой:
;
где К – вспомогательный коэффициент;
К=376 – для прямозубых передач
-
окружающая сила зацепления
КНα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
КНα=1,1 – для косозубых передач;
КНβ =1– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
КНυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.3 [1])
Окружная скорость вращения колеса равна:
Согласно таблице 4.2 [1] зубчатых передач при окружной скорости прямозубых колес.
υ<5м/с принимаем 8-ю степень точности КНυ=1,32
Т.к. 435,6МПа<481,82МПа условие выполняется, полученное значение σН не превышает допускаемое [σН].
2.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.
2.7.1. Исходные данные для расчета.
1. Частота вращения вала – шестерни
n1=363,8об./мин. и колеса n2=72,8об./мин.
2. Вращающий момент на валу шестерни Т1=174,5Нм и колеса Т2=846,2Нм
3. Рабочая ширина зубчатого вращения b2=38.
4. Делительный диаметр шестерни d1=42,2мм и колеса d2=208,8мм.
5. Модуль зацепления m=2.
6. Число зубьев шестерни Z1Ф=21 и колеса Z2Ф=104.
7. Материал шестерни – сталь 40Х, термообработка – улучшение; материал колеса – сталь 45, термообработка улучшение.
8. Заданный срок службы 8,5 лет.
2.7.2. Определение допускаемых напряжений на выносливость при изгибе.
Допускаемые напряжения на выносливость при изгибе определяют отдельно для шестерни и колеса по формуле:
,
где КFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
КFα=1,2 для косозубых колес;
КFβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
КFβ=1 – для прирабатывающихся колес;
КFυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящие от окружной скорости колеса и степени точности передачи. КFυ=1,12;
YF2 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по таблице 4.4 [1] в зависимости от числа зубьев колеса Z2;
YF2=3,26
Yβ – коэффициент учитывающий наклон зуба;
Yβ=1,04 для косозубых колес.
где YF1 – коэффициент формы зуба, YF1=3,42
Из первичного расчета видно, что σF1 и σF2 значительно меньше [σF1] и [σF2] соответственно. Это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.
2.8. Основные параметры шестерни и колеса.
1. Модуль зацепления m=2;
2. Число зубьев шестерни Z1=21 и колеса Z2=104;
3. Угол наклона зуба β=9,81о
4. Направление линии зуба – правое;
5. Коэффициент смещения x=0;
6. Делительный диаметр шестерни d1=42,2мм и колеса d2=208,8мм;
7. Диаметр вершин зубьев шестерни da1=46,2мм и колеса da2=212,8мм;
8. Диаметр впадин зубьев шестерни dƒ1=37,4мм и колеса dƒ2=204мм;
9. Межосевое расстояние aW=125мм;
10. Ширина зубчатого венца колеса b2 =38мм;
11. Степень точности n=8.
3 3. Проектный расчёт валов.
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанных сталей среднеуглеродистых и углеродистых типа 45 40Х.
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, то есть при этом не учитывается напряжение изгиба. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение принимаются заниженными: [τ]K=10…20МПа