3.3 Проектировочный расчет на контактную выносливость.

Расчет межосевого расстояния, мм:

В расчете принято:

К_a = 49,5 МПа^1/3- вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

ψ_ba = 0,4 – коэффициенты ширины шестерни относительно ее диаметра и межосевого расстояния соответственно;

K_Hβ = 1.1 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

Для дальнейшего расчета принимаем межосевое расстояние из первого ряда a_w = 200 мм стандартное по ГОСТ 2185-66.

Ширины венцов, мм:

зубчатого колеса – b₂ = b = ψ_ba∙a_w =0,25∙200=50мм

шестерни – b₁ = b₂ +(3÷5) =50+4=54мм

3.4 Определим нормальный модуль зацепления, мм:

m` = (0,01…0,02)∙a_w = (0,01…0,02)200=2…4 мм.

В соответствии с ГОСТ 9563-60 принимаем m = 4 мм.

3.5 Определим суммарное число зубьев

Z_=2а Cos β /m_n=2∙ 200/4=100

Принимаем

Z_=100

Число зубьев шестерни: z₁ = Z_∙/(u+1) =100/4,15=24,09

Принимаем Z₁=24

Число зубьев зубчатого колеса: z₂ = Z_-z₁ = 100-24=76

3.6 Фактическое передаточное число:

Погрешность передаточного отношения менее 5%.

3.7 Рассчитываем основные геометрические параметры зубчатой передачи:

Определим размеры зубьев. В соответствии с СТ СЭВ 308 – 76 коэффициент головок зубьев =1 и коэффициент радиального зазора

с^*=0,25.

Высота головок зубьев (мм.):

h_a = h_a^*∙m = 1∙4 = 4

Высота ножек зубьев (мм.):

h_f = (h_a^* +c^*)∙m = (1+0.25)∙4 = 5

Высота зубьев (мм.):

h = h_a + h_f = 4+5 = 9

Делительный диаметр d_w , диаметр вершин d_a и диаметр впадин d_f:

для шестерни: мм.

мм.

мм.

для колеса: мм.

мм.

Ширины венцов, мм:

зубчатого колеса – b₂ = b = ψ_ba∙a_w =0,25∙200=50мм

шестерни – b₁ = b₂ +(3÷5) =50+4=54мм

3.8 Проверочный расчет на контактную выносливость.

3.8.1 Окружная скорость колес, м/с:

3.8.2 Определяем коэффициент ширины шестерни:

3.8.3 Назначаем степень точности изготовления передачи:

Принимаем 8-ю степень точности в соответствии с окружной скоростью см. таб.8 [1] стр.19.

3.8.4 Определяем коэффициент нагрузки:

К_Hα=1.0- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями см. таб.9 [1] стр.19.

К_Hβ=1.02- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца см. таб.10 [1] стр.20.

К_Hv=1.05- коэффициент динамической нагрузки см. таб.11 [1] стр.20.

3.8.5 Определяем расчетное значение контактного напряжения в зацеплении:

Условие прочности выполняется так как

3.9 Проверочный расчет на выносливость при изгибе.

3.9.1 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете

на выносливость.

Коэффициент долговечности:

K_FL(1,2) = 1.

Предел выносливости зубьев при изгибе ([1] стр. 16), МПа:

σ_{F lim1(2)} = 1.75 HB₁₍₂₎

σ_{F lim1} = 1.75∙ 240 = 420

σ_{F lim2} = 1.75∙ 200 = 350

Допускаемые изгибные напряжения, МПа:

[σ_F1(2)] = σ_{F lim1(2)}∙ K_FL1(2)/∙[s_F]

[σ_F1] = 420/ 2 = 210

[σ_F2] = 350/ 2 = 175

3.9.2 Определяем окружную силу:

где d_w1 = z₁∙m =24∙4=96 мм – делительный диаметр шестерни;

Т₁ =148,9 Н м – крутящий момент на I валу.

3.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:

К_Fβ=1.05- коэффициент концентрации нагрузки см. таб.12 [1] стр.22.

К_Fv=1.05- коэффициент динамической нагрузки см. таб.13 [1] стр.22.

3.9.4 Определяем отношение для колеса и шестерни:

Y_F1=3.95 – коэффициент, учитывающий форму зуба.

Y_F2=3.61 – коэффициент, учитывающий форму зуба.

Дальнейший расчет ведем по колесу так как у него меньшая разность .

3.9.5 Определяем расчетное напряжение изгиба и сравниваем с допускаемым:

Условие прочности выполняется так как