6. Розрахунок косозубої циліндричної передачі третього ступеня:
Вихідні дані : N = 4.837 мВт; n = 114.683 хв-1 ; Т = 402,792 Н*м; U = 3.02
Вибір матеріалу і термічної обробки за таблицею 1 [6].
Таблиця 6.1




Механічні
властивості
після обробки


Марка сталі
ГОСТ
Термообробка
Розмір перерізу
Тверд.НВ
(b, МПа
(t, МПа

Шестерня
40X
4543-71
Покращ.
60 .. 100
230 - 260
750
520

Колесо
Сталь45
1050-74
Покращ.
( 100
192 - 240
750
450


6.1 Визначаємо допустимі напруження:
Для шестерні вибираємо НВ = 250; HRC = 25;
Для колеса приймаємо НВ = 235; HRC = 23 тоді;
(H limb1 = 20НRC + 70 = 20*25 + 70 = 570 МПа;
(H limb2 = 20НRC + 70 = 20*23 + 70 = 530 МПа;
Тоді допустимі контактні напруження:
[(]H1 = 570/1,1 = 518.18 МПа;
[(]H2 = 530/1,1 = 481.82 МПа;
[(]HР = 0,45([(]H1 +[(]H2 ) = 0,45(518.18+481.82) = 450 мПа;
так як [(]HР < [(]H2 , то за розрахункове приймаємо [(]HР =481.82 мПа.
Визначення максимально допустимих контактних напружень [(]Hmax
[(]Hmax =2.8(T:
[(]Hmax1 =2.8*520 = 1456 МПа;
[(]Hmax2 =2.8*450 = 1260 МПа.
Допустимі напруження згину:
(F limb = 18 HRC:
(F limb1 = 18*25 = 450 МПа;
(F limb2 = 18*23 = 414 МПа;
[(]F1 = 450/1,75 = 257.14 МПа;
[(]F2 = 414/1,75 = 236.57 МПа.
Визначення максимально-допустимих напружень згину [(]max
[(]Fmax = 27.4 HRC:
[(]Fmax1 = 27.4*25 = 685 МПа;
[(]Fmax2 = 27.4*23 = 630.2 МПа;
Всі розрахунки зводимо в таблицю 6.2:
Таблиця 6.2
[(]H1, МПа
[(]Hp, МПа
[(]Hmax, МПа
[(]F, МПа
[(]Fmax, МПа

Шестерня
518,18
450
1456
257,14
685

Колесо
481,82
450
1260
236,57
630,2


6.2 Проектний розрахунок косозубої циліндричної передачі
Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):
awmin = Ка(u + 1) 3((T *Кн()/(ba *u [(]2Hp:
де Ка - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа1/3 ;
(ba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;
(bd = 0.5(ba (u + 1) = 0.5*0.4(3.02+ 1) = 0.8;
За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від (bd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. Кн( = 1.08
aw = 430(3.02+1) 3((402.792*1,08)/0,4*3.02*481,822 = 200,1 мм.
По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 200 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо ( = 15о . Число зубців шестерні z1 = 20, z2 = z1 u = 20*3.02 = 60.4
z2 = 61, тоді u = 61/20 = 3.05
За формулою (23.33; №2) визначаємо :
Mn = 2 aw cos(/ (z1 + z2) = 2*200*cos15/(20 + 61) = 4.77 мм.
Стандартний модуль зубців Mn = 4.5 мм (ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців:
cos( = Mn(z1 + z2)/ 2 aw = 4.5(20 + 61)/2*200 = 0,91, тоді ( = 24о 18І 7ІІ
6.3 Визначаємо попередні значення деякий параметрів передач:
Ділильні діаметри шестерні і колеса:
d1 = Mnz1 /cos( = 4.5*20/0.91 = 98.77 мм;
d2 = Mnz2 /cos( = 4.5*61/0.91 = 301.23 мм;
Ширина зубчастих вінців :
b2 = (ba* aw = 0.4*200 = 80 мм;
b1 = b2 +2 = 80 + 2 = 82 мм;
Колова швидкість зубчастих коліс:
v = 0.5(1d1 = 0.5(n* d1/30 = 0.5*3.14*114.683 * 98.77/30 = 592.79 * 10-3 = 0.59м/с.
За даними табл. 22.3 на ст. 273 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nст = 9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :
zv1 = z1/cos3 ( = 20/0.913 = 26.54;
zv2 = z2/cos3 ( = 61/0.913 = 80.95;
Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1].
E( = [ 1.88 - 3.2 (1/ z1+1/ z2)] cos( = [1.88 – 3.2 (1/20 + 1/61)*0.91 = 1.52
Коефіцієнт ocьового перекриття дістаємо із формули 23.7 [1].
E( = b2 sin(/((*Mn) = 80*sin24о 18І 7ІІ/3.14*4.5 = 2.33.
Колова сила у значенні зубчастих коліс:
Ft = FHt = FFt =2T1 /d1 = 2*402.792*103 /98.77 = 8156.16 H.
6.4 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність:
(H = zE * zH * zM ((Ht (u +1)/ d1*u( [(]HР , МПа.
де zE = (1/Е2 = (1/1,52 = 0,827 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;
zH = 1,77 cos( = 1.77*0.91 = 1.62;
zM = 275 МПа – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів коліс;
Колова сила:
(Ht = Ft / b2 * KH( * KH( * KHv ;
KHa = 1.12;
KHv = 1.01;
KHb = 1.08;
(Htt = 8156.16*1.12*1.08*1,01/80 = 124,6 н/мм;
тоді (H = 0.827*1.62*2.75*(124,6*(4.5 +1)/98.77*4.5 = 457,48 МПа.
Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо (H < [(]HP , 457,48 < 481,82.
Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за формулою 23.28[1].
[(]Hmax = (H *(T1max /TH = 457,48 *( 2 = 646,97 МПа;
[(]Hmax < [(]Hmax ; 646,97 < 1260 МПа;
6.5 Розрахунок зубів на втому при згині:
[(]gym = YF * YE * Y( *(FL /Mn ([(]F , мПа.
де YF1 = 4,08; YF2 = 3,62 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1];
YE = 1 - коефіцієнт перекриття (ст. 303[1]);
Y( = 1-(/140 = 1-(24.3213/140) = 0,83 - коефіцієнт нахилу зубів.
(Ft– розрахункова колова сила:
KF( = (4 + (E( -1)(nст –5))/4 *E( = (4 + ( 1.52 – 1)(9 – 5))/4*1.52 = 1 коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами.
KF( = 1.15 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих коліс (рис.23.8 [1]).
KFv =1.1 - коефіцієнт динаміки навантаження за таблицею 23.4 [1].
(Ft = 8156.16*1*1.15*1.1/80 = 128.97 н/мм;
(F1 = 4.08*1*0.83*128.97/4.5= 97.05 МПа < 257,14 МПа;
(F2 = 3.62*1*0.83*128.97/4.5 = 86.11 < 236,57 МПа.
Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням за формулою 23.31 [1].
(Fmax = (F (T1max /T1F )( [(]Fmax
[(]Fmax1 = 97.05*2 = 194.1 < 685 МПа.
[(]Fmax1 = 86.11*2 = 172.22 < 630,2 МПа.
6.6 Розрахунок параметрів зубчатої передачі (ст 311[1]).
ha – висота головки зубця;
hf = 1.25 Mn = 1.25*4.5 = 5.625 – висота ніжки;
h = 2.25 Mn = 2.25*4.5 = 10.125 – висота зубця;
с = 0.25 Mn = 0.25*4.5 = 1.125 – радіальний зазор;
(n = 200 кут профілю зубів.
Розміри вінців зубчастих коліс:
d1 = 98.77; d2 = 301.23 – ділильні діаметри;
dа1 = d1 + 2Mn = 98.77 + 2*4.5 = 107.77 мм;
dа2 = d2 + 2Mn = 301.23 + 2*4.5 = 310.23 мм;
df1 = d1 – 2.5Mn = 98.77 - 2*4.5 = 87.52 мм;
df2 = d2 – 2.5Mn = 301.23 - 2*4.5= 289.98 мм;
Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі :
Ft = 8156.16 H;
Fr = Ft tg (n /cos ( = 8156.16 tg 20/0.91 = 3257.72 H;
Fa = Ft tg( = 8156.16 tg 24.3213 = 3686.3 H.