2.1.4 Міжосьова відстань аω, мм
aω≥
Ka
(u
+ 1)
;
(23)
де а) Ка – допоміжний коефіцієнт, для косозубої передачі Ка = 43 [1.,с.58];
б)
Ψa
=
–
коефіцієнт
ширини вінця колеса, для косозубої
передачі
приймаємо
Ψa = 0, 28… 0, 36;
Ψa =
в) u – передаточне число,
г) Т2 – обертовий момент на тихохідному валу редуктора, Т2 =192,21 Н·м;
д) [σ]н – допустиме контактне напруження,
[σ]н = 638 МПа;
е) Кнβ – коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, для зубів які ритираються Кнβ = 1 [1., с.59]
aω ≥
приймаємо αω = [1., с. 12].
2.1.5
Модуль зачеплення m,
мм
;
(24)
де а) Кm – допоміжний коефіцієнт, для косозубий передач Кm = 5,8;
б)
–
ділильний
діаметр колеса,
в) b2 = ψa · αω – ширина колеса,
b2 = , приймаємо b2 = 1., с. 312].
г) [σ]F – допустиме напруження для матеріалу колеса, [σ]F = 221 МПа;
Приймаємо стандартне значення m = [1., с. 59].
2.1.6 Кут нахилу зубів β min, град
;
(25)
= град
2.1.7 Сумарне число зубів шестерні і колеса Z∑,
;
(26)
Приймаємо Z∑ =
2.1.8 Дійсне значення кута нахилу зубів β, град
;
(27)
=
2.1.9 Число зубів шестерні Z1
;
(28)
, приймаємо
Z1
=.
2.1.10 Число зубів колеса Z2
Z2=Z∑ -Z1; (29)
Z2 =
2.1.11 Фактичне передаточне число uф
;
(30)
Відхилення від стандарту складає
;
(31)
Умова придатності передачі виконується.
2.1.12 Фактична між осьова відстань aw, мм
;
(32)
.
2.1.13 Основні геометричні параметри:
а) ділильний діаметр d, мм
–
для
шестерні:
;
(33)
– для
колеса:
;
(34)
б) діаметр виступів зубів da, мм
– для шестерні: dа1 = d1 + 2m, (35)
da1 =
– для колеса: da2 = d2 + 2m, (36)
da2 =
в) діаметр западин df, мм
– для шестерні: df1 = d1 – 2,5m, (37)
df1 =
– для колеса: df2 = d2 – 2,5m, (38)
df2 =
г) ширина вінця в, мм
– для колеса: в2 = Ψа · aw, (39)
в2 =
приймаємо в2 = [1., с. 312] ,
– для шестерні: в1 = в2 + (2...4) мм, (40)
в1 =
приймаємо в1 = [1.,с.312].
2.2 Перевірочний розрахунок
2.2.1 Міжосьова відстань aw, мм
;
(41)
aw
=
2.2.2 Придатність заготівок коліс
а) діаметр заготівки шестерні Dзаг, мм
Dзаг = dа1 + 6 мм < Dпр; (42)
Dзаг =
Dзаг = < Dпр = 125мм
Умова придатності виконується.
б)
ширина заготівки колеса Sзаг,
мм
Sзаг = в2 + 4 < Sпред (43)
Sзаг =
Sзаг = < Sпр = 80мм
Умова придатності виконується.
2.2.3 Контактні напруження σн, МПа
(44)
де а) К = 376 – допоміжний коефіцієнт для косозубих передач;
б) Ft – колова сила в зачепленні, Н
;
(45)
Ft =
в) КНL – коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами, залежить від колової швидкості V, м/с і ступені точності.
;
(46)
v =
тоді ступень точності передачі – [1.,с.62].
КНL = [1., рис. 4.2., с. 63]
г) КНV – коефіцієнт динамічного навантаження
КНV = [1.,с.62];
σн =
σн = < 638 МПа = [σ]н
Умова міцності виконується.
2.2.4
Напруження згину зубів шестерні σF1
і колеса σF2,
МПа.
;
(47)
;
(48)
де а) КFL – коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами,
КFL = [1. ,с. 63]
б) КFβ – коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба. Для зубів, які притираються
КFβ = 1 [1.,с.63]
в) КFV – коефіцієнт динамічного навантаження.
КFV = [1.,табл.4.3.,с.62]
г) YF1 і YF2 – коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса. Визначаються в залежності від еквівалентного числа зубів Zv.
,
тоді (49)
YF1 = [1., с.64];
,
тоді (50)
YF2 = [1., с.64]
д)
– коефіцієнт, який враховує нахил зуба.
Yβ =
σF2 =
σF2 = < 220,5 МПа = [σ]F2
умова міцності виконується;
σF1 =
σF1
= < 235,5 МПа= [σ]F1
Умова міцності виконується.
Рисунок 2.1 – Геометричні параметри циліндричної зубчастої передачі
3
Проектний розрахунок валів
3.1 Вибір матеріалу
3.1.1 Для швидкохідного вала приймаємо сталь 40х (тому що вал виготовляєтся разом з шестернею), для якої: σB = 900МПа, σТ = 750МПа, σ-1=410МПа [1., с. 50].
Термообробка поліпшення.
3.1.2 Для тихохідного вала приймаємо сталь 45, для якої σB=780МПа, σТ=540МПа, σ-1= 335МПа [1., с. 50].
Термообробка поліпшення.
3.2
Допустимі напруження на кручення [
к],
МПа.
а) для швидкохідного вала приймаємо [ к]' = 10 МПа [1., с. 107]
б) для тихохідного вала – [ к]'' = 20 МПа [1., с. 107].
3.3 Геометричні параметри ділянок валів.
3.3.1 Швидкохідний вал.
Рисунок 3.1 – Ескіз швидкохідного вала
а) діаметр вихідного кінця d'1, мм
;
(51)
де Мк = Т1 = Н·м – крутящий момент на валу,
d'1 >
Приймаємо d'1 = мм [1., с. 312].
б) довжина вихідного кінця l11, мм
l'1 = 1,2 · d11; (52)
l'1 =
Приймаємо
l'1
=
мм
[1., с. 312].
в) діаметр вала під підшипником та ущільненням d'2, мм
d'2 = d'1 + 2t; (53)
де t = мм [1., с.109];
d'2 =
Приймаємо d'2 = мм [1.,с 312].
г) довжина ділянки під підшипник та ущільнення l'2, мм
l'2 = 1,5· d'2; (54)
l'2 =
Приймаємо l'2 = мм [1., с. 312].
д) діаметр бурта d'3, мм
d'3 = d'2 + 3,2 r ; (55)
де r = мм [1.,с.109];
d'3 =
Приймаємо d'3 = мм [1., с. 312].