4.8.Окончательные значения размеров колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни:

 ₂ = arctg u = arctg 2,8125 = 7025

cos ₂ = cos 7025 = 0,335.

₁ = 90 - ₂ = 90 - 7025 = 1935

sin ₁ = sin 1935 = 0,335

cos ₁ = cos 1935 = 0,942

Делительные диаметры колес:

d_e1 = m_ez₁ = 64 мм;

d_e2 = m_ez₂ = 180 мм;

Внешние диаметры колес:

d_ae1 = d_e1 + 2(1+x_e1)m_ecos ₁ = 64 + 21,2520,942 = 68,71;

d_ae2 = d_e2 + 2(1+x_e2)m_ecos ₂ = 213 + 20,7520,335 = 214;

где коэффициенты смещения x_e1 = 0,25 и x_e2 = - 0,25 (т.к. z₁=32, u = 2,8125);

4.9 Размеры заготовки колес.

D_заг = d_e1 + 2m + 6мм = 64 + 22 + 6 = 74 мм.

S_заг = 8m_e = 82 = 16 мм.

Условия пригодности заготовок колес:

D_заг  D_пред ; S_заг  S_пред ;

74  125 16  80

условия выполняются

4.10. Силы в зацеплении

окружная сила на среднем диаметре колеса

F_t = 2T₂ / d_m2 = 2152,87 / 0,154 = 1985,3 Н,

где d_m2 = 0,857d_e2 = 0,8570,180 = 0,154 мм.

осевая сила на шестерне

F _a1=F_ttgsin₁=1985,30,3640,335=242 Н,

для стандартного угла  = 20 tg=0,364.

радиальная сила на шестерне

F_r1 = F_ttgcos₁ = 1985,30,3640,942 = 680,74 Н

осевая сила на колесе

F_a2 = F_r1 = 680,74 Н

радиальная сила на колесе

F_r2 = F_a1 = 242 Н

4.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Напряжение изгиба в зубьях колеса

_F2 = 1,17K_FK_FvY_F2F_tE / [bm_e_F]  []_F2

Коэффициент K_Fv определяем исходя из окружной скорости:

v = d_m2n₂ / 60 = 3,14 0,15482,16 / 60 = 0,662 м/с.

Следовательно коэффициент K_Fv=1,13

Значение коэффициентов Y_F2 и Y_F1 принимаем по эквивалентным числам зубьев:

z_v2=z₂/cos₂=90/0,335=269  Y_F2=3,62

z_v1=z₁/cos₁=32/0,942=34 Y_F1=3,58

Эквивалентная окружная сила F_tE=K_FдF_t, где коэффициент долговечности K_Fд=0,97. Следовательно F_tE=1925,7Н.

В итоге:

_F2 =1,171,421,133,62 1925,7 / [0,02730,0020,85] =282 МПа  370 МПа;

условие выполняется

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

_F1 = _F2Y_F1 / Y_F2 = 279 < 370 МПа

условие выполняется

4.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение:

Коэффициент K_Hv=1,05.

Имеем:

условие выполняется

5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

Т_2Т = 515,35 Нм — вращающий момент на колесе;

n_2Т = 23,885 об/мин — частота вращения колеса;

u = 3,44 — передаточное число;

5.1. Материалы колеса и шестерни.

В качестве материала для цилиндрического колеса применяем ст.40Х. Применяем т.о. колеса – улучшение, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НВ 269…302.

Механические свойства: _T = 750 МПа.

В качестве материала для шестерни используем ст.40Х. Применяем т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НRC 45…50.

Механические свойства: _Т = 750 МПа.

5.2. Допускаемые напряжения.

Вычисляем до­пускаемые контактные напряжения.

Для колеса:

допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 1,8 +67 = 1,8285,5+67=580,9 МПа;

допускаемые напряжения на из­гиб:

[]_F = 1,03 = 1,03285,5=294,07 МПа;

предельные допускаемые напряже­ния:

[]_Hmax = 2,8_F = 2,8750 =2100 МПа;

[]_Fmax = 2,74 =2,74285,5 =782,27 МПа;

Для шестерни:

допускаемые контактные напряжения: []_H = 14 + 170 = 835 МПа

допускаемые напряжения на из­гиб: []_F = 370 МПа;

предельные допускаемые напряже­ния:

[]_Hmax = 40 = 1900 МПа;

[]_Fmax = 1260 МПа;