ВИБІР МАТЕРІАЛІВ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

2. ВИБІР МАТЕРІАЛІВ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Для виготовлення зубчастої пари вибирають сталь, яка піддається термообробці і здатна забезпечити достатню міцність та довговічність передачі. З метою кращого припрацювання зубів пари, твердість шестерні призначається на 20…50НВ більше ніж колеса .

Для виготовлення шестерні обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення з послідуючим гартуванням поверхневого шару зубів струмом високої частоти НВ1= 269…302.

Для виготовлення колеса обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення, твердість НВ2= 235…262

2.1 Визначення середньої твердості матеріалу

Матеріал шестерні НВ_сер1=  (2.1)

Матеріал Колеса НВ_сер2=  (2.2)

2.2 Визначення допустимих дотичних напружень [δ]_н

 

Шестерні [δ]_н1= 1,8ּНВ₁+67 = 1,8·285+67=580 (2.3)

Колеса [δ]_н2 =1,8ּНВ₂+67 = 1,8·250+67=513 (2.4)

2.3 Визначення допустимих згинаючих напружень

 

Шестерні [δ]_F1= 1,03·НВ₁ = 1,03·285 = 294 (2.5)

Колеса [δ]_F2=1,03·НВ₂ = 1,03·250 = 255 (2.6)

Таблиця 2.1 Матеріали зубчастої пари

Елемент передачі	Марка сталі	Термічна обробка	Твердість, НВ	[δ]н, Н/мм2	[δ]F, Н/мм2
Шестерня	40ХУ+ТВЧ	нормальна	285	580	294
Колесо	40ХУ	покращення	248	513	255

 

3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

 

3.1 Проектний розрахунок передачі(циліндрична косозуба)

Міжосьова відстань

 ,мм (3.1)

де К_а - допоміжний коефіцієнт, якій залежить від типу зубів,

ψ_а – коефіцієнт ширини вінця колеса; ψ_а =0,3

 =155мм

Визначення модуля зачеплення т, мм  (3.2)

K_т– коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця; K_т=5,8

d₂ - діаметр ділильного кола колеса;

мм (3.3)

b₂ - ширина вінця колеса;

 мм (3.4)

=2,108

Приймаємо m=2,25

Визначення мінімального кута нахилу зубів:

 (3.5)

Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса:

 (3.6)

Уточнюємо дійсну величину кута нахилу зубів:

 (3.7)

Визначаємо кількість зубів шестерні

 (3.8)

Визначаємо кількість зубів колеса:

z₂ = z_∑ - z₁ (3.9)

Визначаємо фактичне передаточне число і його відхилення від заданого:

(3.10)

(3.11)

Визначаємо фактичну між осьову відстань за формулою:

 = (3.12)

Подальші розрахунки виконуємо за фактичною міжосьовою відстанню.

Визначаємо основні геометричні параметри передачі, мм

Ділильний діаметр d , мм:

шестерні = (3.13)

колеса = (3.14)

Діаметр кола вершин зубів d_a, мм:

шестерні d_а1 = d₁+2m=68мм(3.15)

колесаd_а2 = d₂+2m =258мм (3.16)

Діаметр кола западин зубів d_f, мм:

шестерні d_f1 = d₁-2,4m=56,6мм(3.17)

колеса d_f2 = d₂-2,4m=246,76мм(3.18)

Ширина зубчастого вінця b, мм:

шестерні b₁ = b₂ + (3…5 мм)=52мм(3.19)

колесаb₂=ψ∙a_w=46мм(3.20)

3.2 Перевірочний розрахунок закритої передачі

Перевіряємо контактне напруження по формулі:

s_н=, Н/мм² (3.21)

де F_t сила в зачепленні, Н:

F_t==(3.22)

К - допоміжний коефіцієнт, для косозубої пердачі К=43

K_Hv - коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передачі. Для визнання швидкості v =1,84m/c

=497,1Н/мм²

3.2.2 Перевіряємо напруження згину зубів шестерні і колеса, Н/мм²  

 Н/мм²  (3.23) H/мм² (3.24)

де, K_Fv =1,8 коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передач;

Y_F1 =3,81-коефіцієнт форми зуба, в залежності від числа зубів z₁

Y_F2 =3,6- коефіцієнт форми зуба, в залежності від е числа зубів z₂

Y_β =0,922- коефіцієнт, який враховує нахил зубів.

Н/мм²

 Н/мм²

Таблиця 3.1 - Геометричні параметри зубчастої конічної передачі

Параметр	Познач.	3начення	Параметр	Познач.	3начення
Міжосьова відстань	aw	155	Ширина зубчатого вінця	b1 b2	52 46
Модуль зачеплення	m	2,25	Діаметр кола вершин зубів	da1 da2	68 248
Ширина зубчастого вінця	b	46	Діаметр кола западин зубів	df1 df2	56,6 246,76
Кількістьзубів	z1 z2	29 116	Середній ділильний діаметр	d1 d2	62 248
Вид зубів		косі	Кут нахилу зубів	δ	110

Таблиця 3.2 - Результати перевірочного розрахунку

Параметр	Позначення	Припустиме значення	Розрахункове значення	Примітки
Дотичні напруження	δH	513	497,1	Умова виконується
Напруження згину	δF1	255	130,6	Умова Виконується
	δF2	294	106,02

 

4. РОЗРАХУНОК КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

 

4.1 Вибір перерізу пасу

Згідно з номограмою у відповідності до потужності електродвигуна і частоти його обертання обираємо пас перерізу А, його характеристики такі:

b_P =11

b_O=13

h =8

y_O=2,8

A = 81

q =0,105

4.2 Визначення розрахункового діаметру ведучого шківа

Розрахунковий діаметр шківу обираємо в залежності від крутного моменту та обраного перерізу пасу.

D_1min=100мм

4.3 Визначення діаметру веденого шківу d₂

,(4.1)

де u_ВП - передаточне число відкритої передачі

ε =0,01...0,02 - коефіцієнт ковзання

Отримане значення необхідно відкоригувати за рядом стандартних чисел.

4.4 Визначення фактичного передаточного числа пасової передачі

 

(4.2)

4.5 Визначення орієнтовної міжосьової відстані

 

(4.3)

4.6 Визначення розрахункової довжини пасу

 (4.4)

Отримане значення округлюється до найближчого стандартного значення

4.7 Уточнення міжосьової відстані

(4.5)

4.8 Визначення кута охоплення пасом ведучого шківу

(4.6)

4.9 Визначення швидкості пасу

 

(4.7)

4.10 Визначення припустимої потужності, яка може передаватися пасом

 

(4.8)

де Р_о =0,95- припустима потужність передана одним пасом;

С_р =1- коефіцієнт динамічності навантаження і довговічності роботи;

С_α =0,83- коефіцієнт кута охоплення ведучого шківа;

С_l =1- коефіцієнт відношення розрахункової довжини пасу до прийнятої;

С_z =0,9- коефіцієнт очікуваної кількості пасів комплекту клинопасової передачі.

4.11 Визначення кількості приводних пасів в комплекті

 

(4.9)