Детали машин: Методические указания для самостоятельной работы, страница 6

[s]н - допускаемое контактное напряжение

 ,

sн - предел контактной выносливости (табл.13);

[n]н - запас прочности

Для стали 45 с нормализацией  [n]н = 1,2 и 

sн = 2НВ + 70 = 2 × 180 + 70 = 430 Н/мм2

Кн - коэффициент режима работы

 , где Np - расчетное число циклов Np = 60 n1 T  (Т - заданный срок эксплуатации в час).

n1 = 30w1 / p .

Таблица 13

Материал для зубчатых колес

Марка стали

Термообработка

Твердость

sн , Н/мм2

[n]н

sр , Н/мм2

[n]F

40

45

45, 50

40Х, 40ХН

40Х, 40ХН

Нормализация

Нормализация

Улучшение

Улучшение

Нормализация

НВ 180

НВ 190

НВ 200

НВ 260

НВ 220

2НВ + 70

1,2

1,8НВ

2

40Х, 40ХН,

40ХФА

40ХН, 40Х,

40ХФА

Объемная закалка

Поверхностная закалка

НРС 50

НРС 55

18НРС+200

1,2

520

700

2

20ХН, 12ХН2, 12ХНЗА

Цементация с закалкой

НРС 60

23НРС

1,3

950

1,8

Если срок эксплуатации не задан, Кн = 1. Следовательно,

   Н/мм2, и

 ,    мм

8. Для закрытых передач. Определяем нормальный модуль зацепления

mn = (0,01...0,02)a ,   мм

mn = 0,015a = 0,015 × 200 = 3 мм

Округляем до ближайшего стандартного значения  mn = 3 мм (стандартный ряд: 1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 3; 3,5; 4; 4,55; 5,5; 6; 7; 8; 9; 10; 12; 14; 16).

9. Для открытых передач. Определяем нормальный модуль зацепления из условия прочности по напряжениям изгиба

 , мм где YF - коэффициент формы зуба (табл. 14).

Таблица 14

Значения YF  

z1

17

20

25

30

40

50

60

80

100

YF

4,3

4,1

3,9

3,8

3,7

3,65

3,6

3,6

3,6

Для косозубых и шевронных зубчатых колес YF определяется по приведенному числу зубьев шестерни

z10 = z1 / cos3b , где b -  угол наклона зубьев (для косозубых b = (8...15)°,  для  шевронных  -

b = (25...40)°.

КF - учитывает дополнительные нагрузки, КF = 1,3...1,5 (при симметричном относительно опор расположении зубчатых колес КF = 1,3) ;

[s]F - допускаемое напряжение на изгиб

[s]F = sF / [n]F - см. табл. 13;

yв - коэффициент ширины зубчатых колес, для прямозубых yв = 10...15, косозубых yв = 15...30, шевронных yв = 30...60.

10. Определяем ширину зубчатых колес в = yв × m - для открытых передач;

в = yа × а - для закрытых передач (значение yа см. в пункте 7);

в = 0,3 × 200 = 60   мм.

11. Для закрытых передач. Определяем число зубьев шестерни

  зуб.

12. Для закрытых передач. Определяем число зубьев колеса

z2 = z1 × u = 33 × 2,9 = 96  зуб.

13. Для закрытых передач. Производим проверочный расчет зубьев на изгиб

Значения  KF, YF, [s]F см. пункт 9. Для нашего примера  KF = 1,4;  YF = 3,8.

[s]F = sF / [n]F

sF = 1,8 HB = 1,8 × 190 » 340   Н/мм2 ,    [n]F = 2.

[s]F = 340 / 2 = 170   Н/мм2

Получаем

 Н/мм2  Н/мм2,

т.е. прочность обеспчивается.

14. Определяем размеры зубчатых колес:

а) делительные диаметры

   мм

   мм б) диаметры головок зубьев

   мм

   мм в) диаметры ножек зубьев

   мм г) межосевое расстояние

   мм

   мм

15. Определяем усилия в зацеплении:

а) окружное усилие

F = 2T2 / d2 = 2 ×4,4 × 105 / 296 » 3000   H

б) радиальное усилие

Fr = F tga / cosb = 3000 × 0,36 / 0,98 » 1100   H

(a - угол зацепления, a = 20°);

в) осевое усилие

Fa = F × tgb = 3000 × 0,18 » 540   H.

ПРИМЕР РАСЧЕТА КОНИЧЕСКОЙ

ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рассчитать открытую прямозубую коническую передачу для привода кормосмесителя. Предлагаемая мощность  N = 8 кВт при частоте вращения ведущего вала  n1 = 750 об/мин, ведомого  n2 = 320 об/мин. Расчетный срок эксплуатации  Т = 5000 ч.

1. Определяем передаточное отношение

u = w1 / w2 = n1 / n2 = 750 / 320 = 2,3 .

2. Определяем углы конуса шестерни  d1 и колеса  d2

tgd2 = u = 2,3 ; d2 = 66°30¢ ;

d1 = 90° - d2 = 90° - 66°30¢ = 23°30¢ .

3. Определяем крутящий момент на колесе

 Нмм