Граничні  напруження згинальної витривалості при  об'ємному загартуванні приймаються

s_0F = 2 HB +70 = 180 × 2 + 70 = 430 МПа

 

      Граничні  напруження контактної витривалості

s_0H = 1,8 HB = 1,8 × 180 = 324 МПа. 

   Допустимі напруження при розрахунку зубів  на згинальну витривалість

 МПа, 

де  = 1 - коефіцієнт, що враховує характер роботи зубів для нереверсивних передач .

= 2,25 - допустиме значення коефіцієнта  безпеки при розрахунку зубів  на згинальну витривалість.

        Допустимі напруження при розрахунку зубів на  контактну витривалість

 МПа,

де = 1,25 - допустиме значення коефіцієнта безпеки при розрахунку зубів на контактну витривалість.

      2.3 Проектний розрахунок  зубчастих коліс

   Міжосьова відстань з умови забезпечення контактної витривалості

 

де A_H =530 - коефіцієнт, що приймається для прямозубої передачі

y_ba =0,25 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця.

   Назначається  число зубів шестерні Z_ш1 = 20 і кут нахилу зубів β =0° .

   Число зубів колеса Z_к = Z_ш u_зп = 20×3 = 60. 

   Модуль  зачеплення

   Приймається стандартне значення m = 11 мм 

   Початковий  діаметр:

шестерні

колеса

   Діаметр кола вершин зубів:

шестерні

колеса

   Діаметр кола западин між зубами:

шестерні 

колеса

 

   Міжосьова відстань

. 

   Ширина  колеса  b_к = y_ba a = 0,25 × 440 = 110 мм.

Ширина шестерні b_ш = b_к + m = 110 + 11 = 121 мм.

Приймається найближче  стандартне значення b_ш = 125 мм

      Торцевий  коефіцієнт перекриття

      Осьовий коефіцієнт перекриття  Сумарний коефіцієнт перекриття

e_g =e_a + e_b = 1,6 + 0 = 1,6 .

      Колова  швидкість передачі

v = 0,5 d_ш w_ш =0,5 × 220 ×10^-3 × 24,58 =  2,7 м/с.

      Ступінь точності передачі

   Ст1 = entier (10 – v₁ / l) = entier (10 – 2,7 / 4) = 9,3

де l = 4 - коефіцієнт, що приймається для прямозубої передачі

2.4 Перевірочний розрахунок зубів коліс зубчастої передачі на згинaльну і контактну витривалість

      За  графіком визначається коефіцієнт k_b , що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця через пружні перекоси валів.

  Для симетричного розташування передачі  щодо опор при відносній ширині шестерні y_d  =b_ш /d_ш = 125/220 = 0,57  і при твердості зубів HВ < 350  k_b = 1,08.

За графіком визначається коефіцієнт k_v, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні через погрішність виготовлення передачі по кроці зачеплення.

Для прямозубої передачі при коловій швидкості v = 2,7 м/с і 9-го ступеня точності k_v = 1,27  .

      Розрахункове  значення колової сили

   Еквівалентне  число зубів шестерні

   

   За  графіком визначається коефіцієнт

= 4,01 , що враховує вплив форми зуба шестерні на його міцність.

Визначається  коефіцієнт Y_β, що враховує вплив кута нахилу зуба на згинальні напруження:

Y_β = 1

   Визначається  коефіцієнт K_Fα, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для прямозубої передачі при ступіні точності  K_Fα = 1

   Розрахункові  напруження згину в зуб’ях шестерні

   Недовантаження  складає

      Таке  недовантаження по згинальним напруженням  зубів допустиме .Тому попередні розрахунки  залишаються без змін.

      Розрахункові  контактні напруження

 де Z_M = 195 МПа^⅛  - коефіцієнт, що залежить від механічних характеристик матеріалів коліс;

- коефіцієнт, що  враховує форму сполучених поверхонь  зубів зубчастих коліс;

- коефіцієнт, що  враховує сумарну довжину контактних  ліній;

   

   

K_Hα - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для прямозубої передачі K_Hα = 1

      Недовантаження  по контактним напруженням складає

що допускається

3. Проектування зубчастого  колеса редуктора

   Діаметр вала колеса

      

де [τ]_к = 20 МПа – допустиме дотичне напруження для тихохідних валів редукторів при жорстких вимогах до габаритів привода  

Конструктивні розміри колеса

  Зовнішній діаметр маточини

d_мат = 1,5 d_вк + 10 мм = 1,5 × 75 + 10 = 122,5 мм.

Приймається d_мат = 125 мм.

  Довжина маточини

l_мат = (1…1,5) d_вк = (1…1,5) × 75 = 75…112,5 мм.

Приймається l_мат = 115 мм.

  Товщина обода

δ_о = 2,5 m + 2 мм = 2,5 × 11 +2 = 29,5 мм.

  Внутрішній  діаметр обода

D_к = d_fк – 2 δ_о = 632,5 –2 × 29,5 = 573,5 мм.

Приймається D_к = 574 мм.

  Товщина диску 

c = (0,35…0,4) b_к = (0,35…0,4) × 110 = 38,5…44 мм.

Приймається c =  40 мм.

  Діаметр отворів

d_о = 0,25(D_к - d_мат) = 0,25 (574 - 125) = 112,3 мм.

Приймається d_о = 113 мм, кількість отворів - 4.

  Діаметр кола розміщення отворів

D_о = 0,5 (D_к + d_мат) = 0,5 (574 + 125) = 349,5 мм.

  Радіуси заокруглень R = 6 мм.

Проектування  шпонкового з’єднання

  Для шпонкового з’єднання колеса з валом з діаметром d_вк = 75 мм  приймається шпонка  з розмірами поперечного перерізу: ширина

 b = 20 мм, висота  h = 12 мм

  Розрахункова довжина шпонки

l_{ш кол} = l_{в кол} - b/3 = 110 – 20 / 3 = 103,3 мм,

де  l_{в кол} = l_мат = 110 мм – довжина ділянки вала під колесом.

 Приймається  стандартна довжина l_{ш  кол} = 100 мм.

Перевірка  шпонкового з’єднання  на міцність

   Розрахункове  напруження на зминання

де  - приведена колова сила;

[s]_зм = 130…140 МПа – допустиме напруження зминання.

   Умова міцності шпонкового з’єднання виконується. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Список  використаної літератури

 

1. Шейнблит  А.Е. Курсовое проектирование деталей  машин. М.: Высш. шк., 1991, 432 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский,

       К.Н. Боков идр. М., 1988.

3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учеб. пособие для техн. вузов]. – 3-е изд., перераб. и доп.- Харьков: Основа, 1991. – 276 с.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов – 5-е изд., перераб. и доп.– М: Высш. шк., 1998 – 447 с.
5. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.