Розрахунок циліндричної косозубої зубчастої передачі, страница 2

Допустима контактна напруга  для колеса

[σ_Н2]==492 МПа.

8.Допустима контактна напруга передачі

[σ_H]=0,45·( [σ_H1] + [σ_H2] )=0,45·(518+492)=454 МПа.

Перевіряємо умову

[σ_H]=454 МПа <1,23[σ_Hmin]=1,23·492=605 МПа, тобто умова виконана, тому приймаємо допустиму напругу передачі  [σ_H]=454 МПа.

9.Допустима контактна напруга при розрахунку на дію максимальної напруги для шестерні

[σ_HM1] = 2,8·σ_T=2,8·600 =1680 МПа для колеса

[σ_HM2] = 2,8·σ_T=2,8·580=1624 МПа.

10.Розрахунок передачі на контактну витривалість.

Визначаємо початковий діаметр шестерні

d_w1 =.

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку. Номінальний обертовий момент на шестерні

Т_Н1= 9550·10³·113898 Н·мм.

Орієнтовна окружна швидкість

V=0,0125=0,95м/с.

При даній швидкості потрібна ступінь точності зубчастих коліс-9.

K_Hα=1,11-коефіцієнт,що враховує розподілення навантаження між зубами.

Коефіцієнт ширини зубчастого венця при симетричному розташуванні опор

Ψ_d=(0,7...0,9)Ψ_{d max}=0,8·1,6=1,28

Перевіряємо умову      Ψ_d = К·.

Приймаємо К=2; кут нахилу зубів шестерні β=16;

мінімальна кількість зубів шестерні Z_1min = 16;

розрахункова кількість зубів шестерні Z₁= Z_1min  + 2=16+2=18;

кількість зубів колеса Z₂= Z₁·u=18·5,24=92,32. Приймаємо Z₂=92.

Відповідно

Ψ_d =2·=1,21.

К_Hβ=1,07-коефіцієнт,що враховує розподілення навантаження по ширині венця;

К_Hv=1,04.

Коефіцієнт, що враховує форму спряженнях поверхонь

Z_H=1,76·cosβ=1,76·cos16^о=1,69.

Z_М=275 МПа - коефіцієнт, що враховує механічні властивості спряжених колес .

Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній

Z_ε=, де коефіцієнт торцевого перекриття

ε_α =[()]cosβ=

=[1,88-3,2]cos16^о=[1,88-3,2(0,055+0,010)]0,9612=1,60.

Відповідно 

Z_ε==0,79.

Початковий діаметр шестерні

d_w1==55,51 мм.

Модуль зачеплення

m= cosβ ==2,96мм.

Отриманий модуль округлюємо до стандартного значення m=3 мм. [1,табл. 9]                                                                                          

По стандартному модулю m=3 мм перераховуємо початковий діаметр

 d_w1=56,17мм.

11.Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість.

Визначаємо розрахункову окружну швидкість при початковому діаметрі шестерні  d_w1=56,17мм :

V==0,98 м/с.

При даній швидкості потрібна ступінь точності передачі – 9,що відповідає раніше прийнятій ступені точності. Уточнюємо по швидкості  V=0,98 м/с коефіцієнти  що входять до формули:

K'_Hv=1,06;

K'_Hα=1,10;

Z'_v=1,01.

 d'_w1=d_w156,06 мм.

По уточненому діаметру d'_w1  знаходимо модуль зачеплення

m'= cosβ ==2,99 мм.

Отриманий модуль округлюємо до стандартного значення m=3 мм, що співпадає з раніше прийнятою величиною модуля; виходячи з цього діаметр початкової окружності шестерні  d_w1=56,17мм. Ширина зубчастого венця при       Ψ_d=.

b_w=Ψ_d·d_w1=1,28·56,17=71,89 мм, приймаємо b_w=72,0 мм.

12.Перевірочний розрахунок зубів на контактну витривалість при дії максимального навантаження.

Розрахункова напруга від максимального навантаження

σ_НМ=σ_Н, де діюча напруга при розрахунку на контактну витривалість

σ_Н=Z_H·Z_M·Z_ε·

·=1,69·275·0,79=

=445 МПа <[σ_H]=454 МПа .

Умова виконується.

Розрахункова контактна напруга від максимального навантаження

σ_НМ=445=545 МПа < [σ_HМ]=1624 МПа, де: =1,5- задано у вихідних даних.

13.Перевірочний розрахунок зубів на витривалість за напругами згину

Розрахункова напруга згину

σ_F1=Y_F1·Y_β.

Попередньо визначаємо величини, які необхідні для розрахунку. Еквівалентна кількість зубів

шестерні                                  

z_v1==20;

колеса                                      

z_v2 = 103.

Коефіцієнти, що враховують форму зуба:

-  шестерні  Y_F1=4,1; - колеса  Y_F2=3,6.

Коефіцієнт, що враховує вплив нахилу зуба на його напружений стан

Y_β==0,89.

Розрахункове питоме навантаження

W_Ft =, де коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження між зубами

K_Fα==1,0 , де  n=9- ступінь точності.

Коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження по ширині венця K_Fβ=1,2; коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження K_FV=1,1 .

Відповідно

W_Ft==74 Н/м.

Напруга згину в зубах шестерні

σ_F1=4,1·0,89=90 МПа <[σ_F1]=288 МПа, для колеса

σ_F2= σ_F1·=79 МПа <[σ_F2] =237 МПа.

14.Перевірочний розрахунок при згині максимальним навантаженням.

Розрахункова напруга від максимальної напруги

σ_FМ= σ_F·.

Напруги вигину при розрахунку на витривалість:                                                                                                                 для зубів шестерні   σ_F1=90 МПа;                                                                                                                                   для зубів колеса σ_F2=79 МПа .

Розрахункова напруга згину від максимального навантаження:                      для зубів шестерні

σ_FМ1=90·1,5=135 МПа <[σ_FM1]=768 МПа;                                                                    для зубів колеса

σ_FМ2= 79·1,5=118,5 МПа <[σ_FM2]=685 МПа.

15. Остаточно приймаємо параметри передачі

z₁=18; z₂=92; m=3 мм ; β=16^о; b_w=72 мм ; d_w1= 56,17 мм ;

d_w2==287,141 мм.

Визначаємо між осьову відстань

a_w ==171,65 мм.

Перевіряємо між осьову відстань

a_w ==171,65 мм.

16.При необхідності округлення між осьової  відстані до цілого числа перераховуємо кут нахилу β. Приймаємо між осьову відстань a_w=172 мм; відповідно кут нахилу

cos β=0,9593

та β=16,4^о.

Перераховуємо початкові діаметри шестерні

d_w1== 56,29 мм, колеса                                

d_w2==287,71 мм.

Перевіряємо між осьову відстань

a_w==172 мм.