Детали машин: Методические указания для самостоятельной работы, страница 6

[s]_н - допускаемое контактное напряжение

 ,

s_н - предел контактной выносливости (табл.13);

[n]_н - запас прочности

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

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

К_н - коэффициент режима работы

 , где N_p - расчетное число циклов N_p = 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, К_н = 1. Следовательно,

   Н/мм², и

 ,    мм

8. Для закрытых передач. Определяем нормальный модуль зацепления

m_n = (0,01...0,02)a ,   мм

m_n = 0,015a = 0,015 × 200 = 3 мм

Округляем до ближайшего стандартного значения  m_n = 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 Y_F - коэффициент формы зуба (табл. 14).

Таблица 14

Значения Y_F  

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 Y_F определяется по приведенному числу зубьев шестерни

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

b = (25...40)°.

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

[s]_F - допускаемое напряжение на изгиб

[s]_F = s_F / [n]_F - см. табл. 13;

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

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

в = y_а × а - для закрытых передач (значение y_а 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  K_F, Y_F, [s]_F см. пункт 9. Для нашего примера  K_F = 1,4;  Y_F = 3,8.

[s]_F = s_F / [n]_F

s_F = 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

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

(a - угол зацепления, a = 20°);

в) осевое усилие

F_a = 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