Поперечний переріз та профіль зубців зірочок

а

б

а – роликовий; б – зубчастий

Рис.4.4.

Питання про розміри диска, спиць і маточини вирішу­ється, як і для шківа, а саме: товщина вінця та диска ; спиці розраховуються на згин під дією корисного навантаження (колової сили) , умовно розгляда­ючи їх у вигляді консольних балок довжиною , закріплених у маточині. Із багатьох форм поперечних перерізів спиць частіше всьго використовують еліптичний зі співвідношенням осей , а

, (4.18)

де – допустимі напруження на згин: для чавуну МПа; для сталі МПа. У місці з’єднання спиць з ободом розміри і потрібно зменшити на 20%, тобто і .

Розміри маточини визначаються після визначення діаметра вал з яким з’єднується зірочка:

– діаметр маточини: для чавунних зірочок мм;

– для стальних зірочок ;

– довжина маточини .

4.6.3. Розміри зубчастого вінця.

Діаметри кіл вершин зубців, мм:

– для втулкових-роликових ланцюгових передач

; (4.19)

– для зубчастих ланцюгових передач

. (4.20)

Радіус западин зуба зірочки, мм.

, (4.21)

де – діаметр роликів ланцюга, мм.

Діаметри кіл западин, мм.

, (4.22)

Діаметри обода зірочок, мм.

, (4.23)

Ширина зуба, мм.

. (4.24)

Ширина вінця, мм.

. (4.25)

Інші розміри профілю та поперечного перерізу зубців зірочок показані на рис.4.4 і їх розраховують за рекомендаціями стандартів: втулково-роликових за ГОСТ591-69, зубчастих за ГОСТ13576-81 (див. табл.2.32 і 2.33, С.49, [1]).

5. Послідовність розрахунку зубчастих циліндричних передач

5.1. Вихідна кінематична схема передачі та вихідні дані для її розрахунку.

5.1.1. Викреслюється кінематична схема передачі (із кінематичної схеми приводу, рис.1.1).

Кінематична схема передачі

Рис.5.1.

Таблиця 5.1.

Вихідні дані

№ вала	N, кВт	ω, рад/с	M, Нм	uд	uзаг
3
4

5.2. Вибір матеріалів зубчастих коліс і визначення допустимих напру­жень.

5.2.1 Матеріали зубчастих коліс.

Основними матеріалами з яких виготовляють зубчасті колеса є сталі 40, 45, 50, 40Х, 40ХН та інші. Зубчасті колеса, виготовлені в дрібносерійному ви­робництві рекомендується термічно обробляти для отримання твердості зубів . Для отримання такої твердості основними видами термічної обробки є нормалізація і поліпшення.

5.2.1.1. Матеріал шестерні – приймається марка сталі і вид термічної об­робки зубів, виписується межа текучості і твердість поверхні зубів .

5.2.1.2. Матеріал колеса – приймається марка сталі і вид термічної об­робки зубів, виписується межа текучості і твердість поверхні зубів .

При виборі матеріалів, необхідно для шестерні приймати сталь з кращими механічними характеристиками, орієнтуючись на умову

, (5.1)

де – твердість поверхонь зубів в одиницях Брінелля (для шестерні – твердість , для колеса – твердість ).

Результати вибору матеріалів подаються в вигляді табл.5.2.

Таблиця 5.2

Матеріали шестерні і колеса

	Матеріал	Термообробка	Межа текучості , Мпа	Твердість, НВ
Шестерня
Колесо

5.2.2. Допустимі контактні напруження, МПа.

, (5.2)

де – межа контактної витривалості поверхневих шарів зубів, яка від­повідає базі випробувань , МПа. Згідно табл.9.8, [4],

а ; (5.3)

– коефіцієнт безпеки, який враховує ступінь відповідальності переда­чі. Для передач загального призначення, при однорідній по об’єму структурі матеріалу, яка забезпечується термообробкою нормалізацією або поліпшен­ням – . При неоднорідній структурі (поверхневе гартування, цемен­тація, азотування) – ; – коефіцієнт довговічності. Врахо­вує вплив строку служби і режиму навантаження передачі. Визначається з спів­відношення і .

Сумарне число циклів навантаження зубців за весь строк служби передачі знаходиться за формулою

. (5.4)

Тут: – строк служби передачі в годинах. Орієнтовно для пятирічного строку служби передачі: при однозмінній роботі год; при двох­змінній роботі год; при трьохзмінній роботі год; – кутова швидкість шестерні ( ) або колеса ( ), рад/с.

Для довгопрацюючих передач при , коефіцієнт довговіч­ності приймається:

– при змінних режимах навантаження ;

– при постійних режимах навантаження визначається за формулою

, але . (5.5)

При для змінного і постійного режимів навантаження

, але . (5.6)

Тут – коефіцієнт інтенсивності навантаження, вибирається із табл.Д15.

Допустимі контактні напруження визначаються за формулою (5.2) і для шестерні ( ) і для колеса ( ). Для розрахунку передачі приймаєть­ся менше із двох знайдених допустимих напружень.

5.2.3. Допустимі напруження при згині, МПа.

, (5.7)

де – межа витривалості зубців при згині, яка відповідає базі випробу­вань Для сталей (табл.9.8, [6]).

, а ; (5.8)

– коефіцієнт довговічності, при приймається , при визначається за формулою

, але . (5.9)

Тут – коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження, вибирається із табл.Д15; – коефіцієнт реверсивності навантаження, приймається: для нереверсивної передачі ; для реверсивної передачі ; – коефіцієнт безпеки. Згідно [6] (біль­ше значення приймають для литих заготовок).

Допустимі напруження при згині визначають і для шестерні( ) і для колеса( ).

5.3. Визначення геометричних розмірів.

5.3.1. Міжосьова відстань, м.

Мінімальна міжосьова відстань передачі визначається із умови контактної втоми поверхонь зубців

, (5.10)

де – розрахунковий коефіцієнт, приймається: для прямозубчастих пере­дач ; для косозубчастих і шевронних передач ; – передаточне число передачі, задане у вихідних даних (для даного прикладу); – номінальний крутний момент на валу шестерні, заданий в вихідних даних (для даного прикладу); – коефіцієнт ширини зубчастого вінця колеса по міжосьовій від­стані, приймається: для прямозубчастих передач ; для косо­зубчастих передач ; для шевронних передач (до 1,2); – коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця зубчас­того колеса. Вибирається із табл.Д16 в залежності від – коефіцієнта ширини зубчастого вінця колеса ( ) по ділильному діаметру шестерні ( ). Коефіцієнт визначається за формулою

. (5.11)

При цьому має виконуватись умова: для прямозубчастих передач ; для косозубчастих передач ; для шевронних передач ; – допустимі контактні напруження (менше з двох значень), МПа.

5.3.2. Визначення модуля зубів.

Попереднє значення розрахункового нормального модуля зубів знахо­диться

, (5.12)

де – кут нахилу лінії зуба, приймається: для прямозубчастих коліс ; для косозубчастих коліс ; для шевронних коліс ; – число зубців шестерні, згідно [6] рекомендується приймати ; – число зубців колеса, . Тут і далі в мм.

Значення розрахункового нормального модуля округляють до стан­дартного значення , частіше в сторону збільшення, за табл.Д17. За реко­мендацією [6] модуль має знаходитись в межах

. (5.13)

5.3.3. Геометричний розрахунок передачі.

Для передач стандартного вихідного контуру за СТ СЕВ 308-76, який встановлює кут профіля зуба , коефіцієнт висоти головки зуба і коефіцієнт радіального зазору , розміри зубчастої циліндричної передачі визначають за формулами.

5.3.3.1. Міжосьова відстань .

5.3.3.2. Розміри шестерні:

– ділильний діаметр ;

– діаметр вершин зубців ;

– діаметр западин ;

– ширина .