РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОї ЦИЛIНДРИЧНОї ЗУБЧАТОї ПЕРЕДАЧI

3. РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОї ЦИЛIНДРИЧНОї ЗУБЧАТОї ПЕРЕДАЧI

Вихідні дані: N₁ = 6,7 кВт;

n₁ = 388 об/хв.;

T₁ = 164,9н*м;

U_з = 4,62.

3.1 Вибираємо матеріал для виготовлення шестерні та колеса (табл. 8.8):

№	Параметри	шестерня	колеса
1	марка сталi	Ст.40X	Ст.45
2	твердiсть середини	245HB	200 HB
3	твердiсть поверхнi	58 HRСэ	50 HRСэ
4	термообробка	Зак.ТВЧ	Нормалiзацiя
5	межа текучестi	800 МПа	450 МПа
6	межа мiцнiстi (Gв)	1000 МПа	750 МПа

3.1.2 Вибираємо припустиме напруження перетина для шестерні:

 МПа

Значення вибираємо з табл.3.19:

S_F^′ = 1,75;

S_F^″ = 1,0;

G⁰_Flim1 = 600 Мпа;

Y_S = 1,0;

Y_R = 1,0;

k_FL1 = 1,0;

k_Fl1 = 1,0.

3.1.3 Вибираємо припустиме напруження перетина для колеса:

 МПа

G⁰_Flim2 = 1,8 HB = 360 Мпа.

3.1.4 Вибираємо припустиме напруження перетина для шестерні з перенавантаженнi:

G_FlimM1 = 2450 (табл.3.19).

3.1.5 Вибираємо припустиме напруження перетина для колеса з перенавантаженнi:

 МПа

G_FlimM2 = 4,8 HB.

3.1.6 Визначаємо допустиме контактне напруження для зубців шестерні (МПа):

[G_н1] =  МПа

G_Hlim1 = 1,8 ∙HRС_э+150 = 1194 МПа;

S_H=1,25;

S_HL=1,0;

z_R = 0,95;

z_V = 1,0.

3.1.7 Визначаємо допустиме контактне напруження для зубців колеса (МПа):

[G_н2]=  МПа

G_Hlim2 = 2 ∙HB+70 = 470 МПа.

3.1.8 Визначаємо допустиме контактне напруження, дiюче в зацiпленнi:

[G_н]= min {[G_н1], [G_н2] } = 392МПа.

3.2 Проектуючий розрахунок зубчатой передачi

3.2.1 Визначаємо колову швидкість (м/с):

V_t =0,6.

3.2.2 Необхідна ступінь точності передачі (табл. 3.33:

n_t = 9.

3.2.3 В основу покладена залежнiсть:

,

де К_Нα = 1,0 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по зуб^’ям;

К_Нb = 1,08 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (рис. 8.15 [2]);

К_НV = 1,05 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 8.3 [2]);

z_M =  МПа^1/2

– коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;

z_H =

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;

z_ε =

- коефіцієнт торцевого перекриття зуба,

де

,

де z₁ = 29-кiлькiсть зубців шестернi,

z₂ =29*4,62=133,98=>134 - кiлькiсть зубців колеса,

cosβ = 1,

ε_α = [1,88-3,2∙(1/29 + 1/134)] = 1,75,

z_ε =0.75;

y_d = 1 – коефіцієнт ширини зубчатого вінця (табл. 8.4 [2]);

d_w1=86.6мм.

3.2.4 Визначаємо модуль зубців (мм):

,

Приймаємо стандартний модуль зубців (табл. 8.1 [2]):

m = 4 мм.

3.2.5 Були отриманi слiдуючi розрахунки:

m= 4мм;

z₁ = 29;

z₂ = 134;

d_w1 = m∙z₁= 4*29=87 мм;

b_w = ψ_d∙d_w1 = 86.6.

3.3 Геометричний розрахунок зубчатої передачi.

3.3.1 Обчислюємо ділильний кут профiля:

.

3.3.2 Обчислюємо кут зацiплення:

;

х₁+х₂=0;

α_tw=α_t=20°.

3.3.3 Визначаемо мiжосьову вiдстань:

мм.

3.3.4 Обчислюємо ділильний діаметр шестірні та колеса (мм):

d_i= ,

d₁=29*4=87 мм;

d₂= 4*134=402 мм.

3.3.5 Обчислюємо діаметри вершин зубцiв шестірні та колеса (мм):

d_ai = ;

d_a1=мм;

d_a=мм.

3.3.7 Обчислюємо діаметри осьових кругов впадiн шестірні та колеса (мм):

d_fi=

d_f1=87-27.5=79.5мм;

d_f2=402-7.5=394.5 мм.

3.3.8 Обчислюємо кут профiля зуба у точцi на вершинах:

;

.

3.3.9 Обчислюємо складові коефицiенти торцевого перекриття:

;

.

3.3.10 Обчислюємо коефицiент торцевого перекриття:

.

3.3.11 Обчислюємо осьовій шаг перекриття:

.

3.3.12. Обчислюємо коефiциент осьового перекриття:

.

3.3.13. Сумарний коефіциент перекриття:

.

3.3.14 Обчислюємо еквівалентні числа зубчатої передачі:

;

3.3.15 Визначаємо колову швидкість (м/с):

V_t =.

3.4 Перевiрочний розрахунок зубчатоi передачi.

3.4.1 Виконуємо перевірочний розрахунок по контактному напруженню для зубців колеса:

G_Н = [G_Н]=392 МПа,

де z_M =  МПа^1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;

z_H = - коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;

z_ε =  - коефіцієнт торцевого перекриття зуба,

К_Нα = 1,0,

К_Нb = 1,08,

К_НV = 1,1,

G_H =  МПа.

Вимоги по контактному напруженню для зубців колеса виконуються.

3.4.2 Виконуємо перевірочний розрахунок на втому при згибі:

G_Fi = £ [G_Fi],

де F_tF - колова сила,

F_tF=  н,

К_А = 1 – коефіцієнт роботи,

К_Fα = 1 - коефіцієнт нерівномірності навантаження мiж зубцями,

К_Fb = 1,12 – коефіцієнт нерівномірності навантаження,

К_FV = 1,13 – коефіцієнт динамічного навантаження,

Y_FSi – коефіцієнт форми зубців (рис. 8.20 [2])

для не коригованих зубчастих коліс х = 0 знаходимо:

Y_FS1 = 4,1, Y_FS2 = 3,62,

Y_β = 1 – коефіцієнт кута нахилу зуба,

Y_ε = 1 - коефіцієнт перикриття зуба,

G_F1 =  ≤ [G_F1] = 343МПа,

G_F2 = ≤ [G_F2] = 206 МПа,

Вимоги по перевірочний розрахунок на втому при згин виконуються.

3.4.3 Виконуємо перевірочний розрахунок на контактну та згінну міцність при дії максимального навантаження (МПа):

,

G_FMi =  ≤ [G_FMi],

G_FM1 =  ≤ [G_FM1] = 1420 МПа,

G_FM1 =  ≤ [G_FM1] = 549 МПа,

Вимоги по розрахунок на контактну та згінну міцність виконуються.

Отримали всi даннi.

4. перевірочний розрахунок веденого вала

Вихідні дані:

Т = 886.8 нм;

а = в = 64 мм;

с = 97 мм.

4.1. Вибираємо матеріал для виготовлення вала (табл. 5.1)

Сталь 45, нормалізована НВ = 200;

Механічні характеристики:

s_В = 610 МПа; s_Т = 360 МПа;

t_т = 210 МПа; s_-1 = 270 МПа;

t_-1 = 150; y_s = 0,1; y_t = 0,05.

4.2 Визначаємо сили, що діють на вал (н):

F_t =  – колова сила;

F_r = F_t × tga = 4411× tg20° = 9868– радіальна сила;

F_М = – радіальна сила муфти,

де D₁ = 210 мм – діаметр розташування пальців (табл. 36).