Определение геометрических размеров зубчатых колес.
Диаметр внешней делительной окружности шестерни и колеса с точностью до 0,001 мм.
d e1 = z 1 · mte =15·4,7639=71,46 мм
d e2 = z 2 · mte =67·4,7639=319,18 мм
Внешние диаметры вершин зубьев
d аe1 = d e1 + 2 · (1 + х1) · mte · cos 1 · cos m=
=71,46+2·(1+0,38) ·4,7639·cos 12.619·cos 35=81,97 мм
d аe2 = d e2 +2 · (1 + х2) · mte · cos 2 · cos m =
=319,18+2·(1-0,38) ·4,7639·cos 77.381·cos 35=320,24 мм
Внешние высоты головок и ножек зубьев
h аe1 = (1 + х1) · mte · cos m =(1+0,38) ·4,7639·cos 35=5,385 мм
h аe2 = (1 + х2) · mte · cos m =(1-0,38) ·4,7639·cos 35=2,419 мм
n fe1 = (1,2 - х1) · mte · cos m =(1,2-0,38) ·4,7639·cos 35=3,2 мм
n fe2 = (1,2 - х2) · mte · cos m =(1,2+0,38)·4,7639·cos 35=6,166 мм
2.5 Определение сил в конической зубчатой передаче Окружная сила на среднем диаметре
Ft1 = 2T1 · 103 / dm1 =2*191,6*10³/60,47=6337 Н
Для передачи с круговыми зубьями осевая сила на шестерне при совпадении направления ее вращения с направлением наклона зуба шестерни определяется
Fа1 = Ft1·(0,44 · sin 1 + 0,7 · cos 1) = 6337·(0,44·sin12,619+0,7·cos12,619) = 4938Н
При противоположном направлении ее вращения
Fа1 = Ft1 · (0,44 · sin1 – 0,7 · cos1) =6337·(0,44·sin12,619-0,7·cos12,619)=-3719,6H
Радиальная сила на шестерне для первого случая
Fr1 = Ft1 · (0,44 · cos 1 – 0,7 · sin 1) =6337·(0,44·cos12,619-0,7·sin12,619)=1749Н
Для второго случая
Fr1‘ = Ft1 · (0,44 · cos 1 + 0,7 · sin 1) =6337·(0,44·cos12,619+0,7·sin12,619)=3690Н
Осевая и радиальная силы на колесе соответственно равны
Fа2 = Fr1 =1749 Н
Fr2 = Fа1 =4938 Н;
либо
Fа2‘ = Fr1‘ = 3690 Н
Fr2‘ = Fа1‘ =-3719,6 Н
Расчет цилиндрической зубчатой передачи тихоходной ступени
Выбор материалов и допускаемые напряжения
Диаметры заготовок для шестерни и колеса косозубой передачи
dз3
= 24 · 3
T11
/ U2
=
dз4 = dз3 · U2 = 131·5=655 мм
Размеры характерных сечений заготовок
Sc3 = 0,5 · dз3 =131·0,5=65,5 мм
Sc4
= 1,2 · (1 + U2)
· 3
T11
/ U2
=
Для колес тихоходной передачи выбираем такие же материалы, как и для колес быстроходной передачи (см. п. 2.1).
В этом случае при расчете допускаемых контактных напряжений по формуле (1):
Для шестерни:
H lim b3 = H lim b1 =1059 МПа
SH3 = SH1 = 1,2;
NНО3 = NНО1 =8,69·10 .
Для колеса:
H lim b4 = H lim b2 =641 МПа
SH4 = SH2 = 1,1;
NНО4 = NНО2 =2,3·10 .
Определяем эквивалентное число циклов напряжений
NНЕj = Nj · KНЕ
Где KНЕ = 0,18 (см. п. 2.1).
Nj = 60 · t · n j ;
N3 = 60 · t · n 11 =60·10000·216=1,29·10
N4 = 60 · t · n 111 =60·10000·43,2=2,59·10
NНЕ3 = N3 · KНЕ =1,29·10 ·0,18=2,32·10
NНЕ4 = N4 · KНЕ =2,59·10 ·0,18=4,66·10
Находим коэффициент долговечности
КHL3
= 6
NНO3
/ NНЕ3
=
КHL4
= 6
NНO4
/ NНЕ4
=
Определяем допускаемые контактные напряжения
HP3 = H lim b3 / SH3 · KHL3 = 1059/1,2·1,25=1103 МПа
HP4 = H* lim b4 / SH4 · KHL4 =641/1,1·1,31=763 МПа
В случае расчета прямозубых передач допускаемое контактное напряжение HP принимается равным Hpmin , т.е. минимальным из двух значений. При расчете косозубых и шевронных передач HP выбирается как наименьшее из двух, получаемых по формулам.
HP = 0,45 · (HP3 + HP4 )=0,45·(1103+763)=839,7 МПа
HP = 1,23 · HРmin = 1,23 · HP4 =1,23·763=938 МПа
Выбираем наименьшее из полученных значений HP =839,7 МПа
При расчете допускаемых напряжений изгиба по формуле (2):
Для шестерни:
F lim b3 = F lim b1 =600 МПа
SF3 = SF1 =1,9
KFC3 = KFC1 =0,75
KFE3 = KFE1 =0,04
Для колеса:
F lim b4 = F lim b2 =485 МПа
SF4 = SF2 =1,65
KFC4 = KFC2 =0,65
KFE4 = KFE2 =0,06
Для определения коэффициента долговечности находим эквивалентное число циклов напряжений N FЕj :
NНЕ3 = N3 · KFЕ3 =1,29*10 *0,04=5,16*10
NНЕ4 = N4 · KFЕ4 =2,59*10 *0,06=1,55*10
При N FЕj N FО = 4 · 106 принимаем КFL3 = 1,
КFL4
= MF4
N
FO
/ N
FЕ4
=
Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле (2)
FP3 = F lim b3 / SF3 · KFL3 · KFC3 =600/1,9*1*0,75=237 МПа
FP4 = F lim b4 / SF4 · KFL4 · KFC4 =485/1,65*1,17*0,65=224 МПа