2. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.

Проверочный расчет передачи на контактную выносливость производится по расчетным контактным напряжениям. Они рассчитываются по формуле:

Необходимо выполнение условия 0,7*_нр <= _н <= _нр.

где z_н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полосе зацепления, и он равен z_н=2,4;

z_ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, он равен z_=0,88;

_t – удельная расчетная окружная сила, _t=89Н/мм.

0,7*361,6 <= 357 <= 361,6;

Условие выполняется. Значит передача выдержит нагрузку.

3.3. Проеверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.

Проверочный расчет передачи по напряжения м изгиба производится по расчетным напряжениям изгиба зубъев шестерни и колеса. Они расчитываются по формулам:

_F1 = Y_FS1*Y_B*Y_*_t/m = 3,45*1*1*89/7 = 44МПа.

где Y_FS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни, вычисляется по формуле: Y_FS1=3,47*13,2/z_v1-27,9*x₁/z_v1+0,092*x₁²=3,45;

Y_B – коэффициент, учитывающий наклон зуба, определяется по формуле: Y_B = 1-_⁰/120 = 1-0*0/120=1;

Y_ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев, Y_=1;

_t – удельная расчетная окружная сила.

Для колеса:

_F2 = Y_FS2*Y_B*Y_*_t/m = 3,48*1*1*89/7 = 44МПа.

где Y_FS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса, вычисляется по формуле: Y_FS2=3,47*13,2/z_v2-27,9*x₂/z_v2+0,092*x₂²=3,48;

3. Расчет геометрических параметров передачи.

Определяем передаточное число:

U = z₂/z₁ = 68/20 = 3,4;

где z₁ – число зубъев шестерни;

z₂ – число зубъев колеса;

Далее вычисляем сумму чисел зубъев по выражению:

z_ = z₁+z₂ = 20+68 = 88;

Определяем частоту вращения колеса по формуле:

h₂ = h₁/4 = 42,6/3,4 = 12,5 мин^-1;

где h₁ – частота вращения шестерни;

U – передаточное число.

Далее вычислим модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой через выражение:

h_2R = |h₂-h₂⁰| = |12,5-12,5| = 0;

где h₂ – частота вращения колеса;

h₂⁰ – желаемая частота вращения колеса;

Необходимо, чтобы выполнилось условие h_2R<h_2D.

Оно выполняется, т.к. 0<0,62. Следовательно число зубъев шестерни и колеса выбраны правильно.

Затем определим торцовый угол профиля по выражению:

_t = arctg(tg /cos ) = 20⁰;

где  - угол наклона зуба;

- угол наклона линии зуба;

Вычислим угол зацепления по выражению:

inv _t= 2*x_*tg / z_ + inv _t = 0,023;

где x_ - сумма чисел;

z_ - сумма коэффициентов;

Смещение определяем по выражению: x_ = x₁+x₂=0,5+0,5=1;

где x1 – коэффициент смещения шестерни;

x2 - коэффициент смещения колеса;

Определяем межосевое расстояние a_, a_=314 мм.

Вычисляем модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого по выражению: a_R = |a_ - a_g| = |314-300| = 14 мм.

Необходимо, чтобы выполнялось условие a_R <= a_;

14 <= 15мм – условие выполняется.

Далее расчитываем делительный диаметр шестерни через выражение: d₁ = m*z₁/cos  = 7*20/cos 0 = 140 мм;

где m – модуль;

z₁ – число зубъев шестерни;

 - угол наклона линии зуба.

Затем определим делительный диаметр колеса по выражению:

d₂ = m*z₂/cos  = 7*68/cos 0 = 476 мм;

где m – модуль;

z₂ – число зубъев колеса;

 - угол наклона линии зуба.

Вычисляем начальный диаметр шестерни, а затем начальный диаметр колеса по выражениям:

d_1 = 2*a_*z₁/z_ = 2*314*20/88 = 143 мм;

d_2 = 2*a_*z₂/z_ = 2*314*68/88 = 447 мм;

Определяем основной диаметр шестерни и колеса по выражениям:

d_b1 = d₁*cos _t = 140*cos 200 = 132 мм;

d_b2 = d₂*cos _t = 140*cos 200 = 132 мм;

где d₁, d₂ – делительный диаметр шестерни и колеса;

_t – торцовый угол профиля;

Далее определяем диаметр вершин зубъев шестерни и диаметр вершин зубъев колеса по выражениям:

d_a1 = d₁+2*m*(h_a^*+x₁) = 140+2*7*(1+0,5) = 161 мм

d_a2 = d₂+2*m*(h_a^*+x₂) = 476+2*7*(1+0,5) = 497 мм

где d₁, d₂ – делительный диаметр шестерни и колеса;

x₁, x₂ – коэффициенты смещения шестерни и колеса;

Затем определяем диаметр впадин зубъев шестерни и колеса по выражениям:

d_f1 = d₁ – 2*m*(h_f^* - x₁) = 140-2*7(1,25-0,5) = 129 мм

d_f2 = d₂ – 2*m*(h_f^* - x₂) = 476-2*7(1,25-0,5) = 465 мм

Находим коэффициент наименьшего смещения шестерни x_min, x_min = -0,2. Должно выполняться условие x_min <= x₁;

-0,2 <= 0,5 – условие выполняется.

Определяем основной угол наклона по выражению:

₆=arcsin(sin *cos ) = 0⁰;

Далее находим основной окружной шаг и осевой шаг по выражениям:

P_6t = *m*cos _t / cos 3,14*7*cos 20/cos 0 = 21 мм;

P_x = *m/ sin 3,14*7/sin 0 = 0 мм;

где m – модуль;

 - угол наклонения зуба;

_t – торцовый угол профиля;

Вычисляем угол профиля зуба шестерни в точке на окружности вершин _a1, _a1 = 35⁰.

Определяем угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин _a2, _a2 = 26⁰.

Затем определяем коэффициент торцового перекрытия и коэффициент осевого перекрытия _ и _, _ = 1,65, _ = 0.

Определим суммарную длину контактных линий по формуле:

l_m=b_*_/cos _t = 181 мм;

Вычисляем коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий по формуле:

;

Далее расчитаем наименьшую суммарную длину контактных линий по выражению: l_min = l_m*R_ = 181*1 = 181 мм.

Необходимо выполнение условия: l_min => bмм > 110 мм.

Определяем число зубъев шестерни и колеса, охватываемых нормалемером z_n1 и z_n2, z_n1 = 3, z_n2 = 9.

Вычисляем длину общей нормали шестерни и колеса W₁ и W₂,

W₁ = 56мм, W₂ = 185мм.