Розрахунок і проектування зубчато-пасового приводу (стр. 2 из 4)

r=1,0 мм; h_lmin=6 мм;a₂=38^о

2.25 Зовнішні діаметри шківів визначаю по формулах:

(мм)

(мм)

2.26 Ширину обода шківів визначаю по формулі:

(мм)

3. Розрахунок зубчастої передачі

3.1. Вибір матеріалу й розрахунок допустимих напружень.

3.1.1 По таблиці 3.12[1] вибираємо характеристики матеріалу. Твердість колеса повинна бути на 30 – 40 одиниць НВ менше твердості шестірні.

№	Параметри	Шестерня	Колесо
1	Марка стали	Сталь 40Х	Сталь 45
2	Твердість сердцевини	245НВ	200HB
3	Твердість поверхні	58HRC	50HRC
4	Термообробка	Загартовування ТВЧ	Нормализація
5		800 Мпа	450 МПа
6		1000 МПА	750 МПа

3.1.2. Визначаю допустимі напруження згину для шестірні

=343 МПа

=600 МПа -межа витривалості (відповідає базової кількості циклів навантаження)

- Коефіцієнт безпеки

- Коефіцієнт, що враховує засіб здобуття заготовки

- Коефіцієнт, що враховує обробку перехідної кривої

- Коефіцієнт, чутливості метала до концентраторів напружень

=1,0 – Коефіцієнт, що враховує характер прикладення навантаження у випадку відсутності реверса

=1,0 - Коефіцієнт довговічності

3.1.3. Визначаю допустимі напруження згину для колеса.

=206 МПа

3.1.4. Визначаю допустимі напруження згину на шестірні, що діє при максимальних зусиллях.

МПа

3.1.5. Визначаю допустимі навантаження на колесо при дії максимального зусилля:

МПа

= 2500 МПа

3.1.6. Визначаю допустимі контактні навантаження для шестірні:

=945 МПа

=18HRC+150 - межа контактної витривалості

- коефіцієнт довговічності

- коефіцієнт безпеки

- коефіцієнт, що враховує шороховатість поверхні

- коефіцієнт, що враховує колову швидкість

3.1.7. Визначаю допустимі контактні навантаження для колеса:

=372 МПа

S_H2=1.2; Z_R=0.95;

K_HL2=1.0; Z_v=1.0;

3.1.8. Допустимі контактні навантаження

3.2 Проектний розрахунок зубчатої передачі.

3.2.1 Вихідні дані з таблиці №1 стовпець «Вхідний вал І»

N₁ = 4,65 кВт n₁ = 722,5 об/хв. T₁ = 61,46 H×м

= 4,13

3.2.2

– коефіцієнт розподілу навантаження між зубами.

3.2.3 Визначаю орієнтовно колову швидкість:

м/с

3.2.4 Приймаю коефіцієнт ширини вінця

3.2.5 Коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця, береться по малюнку 3.14 [1]

3.2.6

– коефіцієнт динамічності, визначається по таблиці 3.16 методом

інтерполяції

3.2.7 Z_M=275 МПа^1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу:

3.2.8 Z_H=1,76×cos

=1,76 – коефіцієнт, який враховує форму коліс, що сполучаються.

3.2.9 Приймаємо кількість зубців першої шестерні Z₁=21, тоді

Z₂=Z₁×U_З=86,73 приймаємо Z₂=87

3.2.10

- коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній

3.2.11 Визначаю наближене значення коефіцієнта торцевого перекриття

3.2.12 Підставляю отримані значення у вихідну формулу і визначаю мінімальний діаметр початкового кола шестірні:

3.2.11. Визначаю модуль зачеплення в першому наближенні:

Отриманий результат округляю у більшу сторону до найближчого стандартного значення по табл. 9, отже m=1.5

3.2.12

мм

Визначаю ширину вінця

b = y_bd×d₁ = 40.32мм

У результаті проведення проектувального розрахунку одержуємо:

Z₁ = 21 m = 1.5Z₂ = 87b_W = 40.32 мм

3.3. Геометричний розрахунок зубчастої передачі.

3.3.1 Визначаю ділильний кут профілю в торцевому перетині:

3.3.2 Визначаю кут зачепленню передачі:

,

Приймаю X₁ = X₂ =0 , тобто корекція зубцюватої пари відсутня

3.3.3 Визначаю міжосьову відстань:

мм

3.3.4 Обчислюю діаметри ділильного кола шестірні й колеса:

мм мм

3.3.5 Обчислюємо діаметри вершин зубів шестірні й колеса

мм

мм

3.3.6 Обчислюю колові діаметри западин

3.3.7 Обчислюємо діаметри основних кіл шестірні й колеса

мм мм

3.3.8. Кут профілю зуба в крапках на колах вершин:

3.3.9 Обчислюємо складові коефіцієнта торцевого перекриття:

3.3.10 Визначаю коефіцієнт торцевого перекриття

3.3.11 Осьовий крок перекриття дорівнює

3.3.12 Визначаю коефіцієнт осьового перекриття

3.3.13 Сумарний коефіцієнт перекриття