Розрахунок циліндричної пари

 

Так як в завданні нема особливих вимог до габаритів передачі, то обираемо матеріали з середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - покращення, твердість НВ 230;для колеса – сталь 45, термічна обробка - покращення, але твердість на 30 одиниць менше – НВ200.

 

 

Допустимі контактні напруження:

 

,

 

де - межа міцності при базовому числі циклів.

По табл.. 3.2 (1)для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів не менше НВ350 і термічною обробкою (покращенням)

 

 

– коефіціент довговічності;при числі циклів навантаження більше базового,що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають ; коефіцієнт безпеки

Для косозубих коліс розрахункове контактне допустиме напруження:

 

 

Для шестерні:

 

 МПа

 

Для колеса:

 

 МПа

 

Тоді розрахункове допустиме контактне напруження:

 

 МПа

 

Потрібна умова виповнена

Коефіцієнт К  , не дивлячись на симетричне розміщення коліс відносно опор приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як зі сторони ланцюгової передачі діють сили, які викликають додаткову деформацію веденого валу і погіршують контакт зубів. Приймаємо попередньо по табл.3.1[1], як у випадку несиметричного розміщення коліс, значення .

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані  (див с.36 [1]).

Міжосьова відстань за умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі (3.7) [1]:

 

 мм, (2.25)

 

де для косозубих коліс , а передаточне число коліс .

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 мм (див. с.36[1]).

Нормальний модуль зачеплення приймемо по наступній рекомендації:

 

мм; (2.26)

 

приймаємо по ГОСТ9653-60 (див. с.36 [1]).

приймаємо попередньо кут нахилу зубів  і визначаємо числа зубів шестерні і колеса:

 

 (2.27)

 

Приймаємо , тоді

Уточнене значення кута нахилу зубів:

; (2.28)

 

Основні розміри шестерні і колеса:

- діаметри ділильні:

 

 мм (2.29)

 мм (2.30)

 

Перевірка: мм.

- діаметри вершин зубів:

 

 мм; (2.31)

 мм; (2.32)

 

Ширина колеса  мм.

Ширина шестерні мм = 69 мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

 

 (2.33)

 

Колова швидкість коліс і степінь точності передачі

 

 м/с. (2.34)

 

При такій швидкості для косозубих коліс слід приймати 8-у степінь точності.

Коефіцієнт навантаження

 

 (2.35)

 

Значення при 0,69, твердості НВ≤350 і несиметричному розміщенні коліс відносно опор з врахуванням згину веденого валу від натягу ланцюгової передачі .

По табл. 3.4 [1] при  м/с і 8-й степені точності . По табл. 3.6 [1] для косозубих коліс при даній швидкості маємо . Таким чином .

Перевірка контактних напружень:

 

 

 (3.36)

 

Сили, що діють в зачепленні:

- колова:

  Н; (3.37)

радіальна:

Н; (3.38)

 

- осьова:

 

 Н; (3.39)

 

Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням згину:

 

 (3.40)

 

 

Тут коефіцієнт навантаження . По табл. 3.7[1] при 0,69, твердості  і несиметричному розміщенні зубчастих коліс відносно опор . По табл.3.8[1] . Таким чином коефіцієнт ; - коефіцієнт, який враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів :

- у шестерні ; (3.41)

- у колеса ; (3.42)

і  (див. с.42 [1]).

Допустиме напруження:

 

; (3.43)

 

По табл. 3.9[1] для сталі 45 покращеної при твердості .

Для шестерні  МПа; для колеса  МПа.

 - коефіцієнт безпеки, де (по табл. 3.9[1]), .

Тоді .

Допустимі напруження:

- для шестерні МПа;

- для колеса  МПа.

Знаходимо відношення :

- для шестерні  МПа;

- для колеса  МПа.

Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти  і :

 

; (3.44)

; (3.45)

 

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття  і 8-ї степені точності .

Перевіряємо міцність зубів по формулі 3.40:

 

МПа  МПа.

 

Умова міцності виконана.