4.5. Определение геометрических размеров зубчатых колёс.

Делительные диаметры:

шестерни d₁=m*z₁ =6*21=126 мм (45)

колеса d₂=m*z₂=6*74=444 мм (46)

Диаметр вершин зубьев

шестерни d_а1=d₁+2*m =126+2*6=138 мм

колеса d_а2=d₂+2*m=444+2*6=456 мм

Диаметр впадин зубьев:

шестерни d_f1=d₁-2,5*m=126-2,5*6=111 мм

колеса d_f2=d₂-2,5*m=444-2,5*6=429 мм

Ширина зубчатого венца:

колеса: b₂=Ψ_bd*d₁=0,3*126=37,8 мм, округляем до ближайшего целого числа кратного двум, b₂=38 мм

шестерни: b₁=b₂+5=38+5=43 мм

4.6. Определение межосевого расстояния.

а_w=(d₁+d₂)/2=(126+444)/2=285 мм

4.7. Проверочный расчёт передачи на выносливость при изгибе.

δ_F=((F_t*К_F)/(b₂*m_n))*Y_FS*≤(δ_F), Мпа (63)

F_t-окружная сила в зацеплении

F_t=2*10³*T₁/d₁, Н (53)

F_t=2*10³*256,451 /126=4070,65 Н (53)

К_F-коэффициент нагрузки;

К_F=К_Fv*К_Fβ*К_Fα (64)

К_Fv-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающий в зацеплении,

Окружную скорость v м/с вычисляют по формуле:

v=π *d₁* n₁/6*10⁴= (30)

v=3,14*126* 112,015/60000=0738 м/с

По табл. 2.5 стр.17 (3) или то же по табл.6 стр.18 (2) определяем степень точности зубчатых передач. Для цилиндрических прямозубых с окружной скоростью до 2 м/с степень точности-9

При v= 0,73 м/с и 9-й степени точности изготовления передачи определяем К_Fv по табл. 10 стр.22 (2) К_Fv-1,1

К_Fβ-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

К_Fα-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. По ГОСТ 21354-87 принимают К_Fα=K_{Hα .}Для прямозубых передач K_нα-1

К_fβ=1+1,1*Ψ_bd/SX (65)

К_Fβ=1+1,1*0,4/1=1,44

К_F=1,1*1,44*1=1,584 (64)

Кэоффициент, учитывающий форму зубьев:

шестерни Y_FS1=4,02 ( стр.21 (3));

колеса Y_FS2=3,47+13,2/z₂=3,47+13,2/74=3,64

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса

δ_F2=((4070,65*1,584)/(38*6))*3,64=102,94<(δ_F2)=138,6 Мпа (63)

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни

δ_F1=δ_F2*Y_FS2/Y_FS1<(δ_F1)

δ_F1= 102,94* 4,02/3,64=113,686 МПа < 152,6 МПа

Условие прочности выполняется.

8. Проверочный расчёт зубьев при изгибе максимальной нагрузкой.

Предельные допускаемые напряжения изгиба

(δ_F) _max=δ_{F lim}*Y_{N max}*K_ST/S_{F st}, Мпа (68)

δ_{F lim}-предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;

Y_{N max}-максимальная величина коэффициента долговечности;

K_ST-коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;

S_{F st}-коэффициент запас прочности.S_{F st} =1,75;

Т.к. Твёрдость зубьев Н<350НВ Y_{N max}=4 и K_ST=1,3;

Для шестерни (δ_F) _{1 max}= 381,5*4*1,3/1,75=1133,6 МПа;

Для колеса (δ_F) _{2 max}= 346,5*4*1,3/1,75=1029,6 МПа.

Максимальное напряжение изгиба при перегрузке.

(δ_F) _max=δ_F(Т_пик/Т_ном)=δ_F*К_п≤(δ_F) _max , Мпа

δ_F-напряжение вычисленное при расчёте передачи на выносливость при изгибе, Мпа;

Т_пик-вращающий момент при перерузке, Н*м;

К_п-коэффициент перегрузки, характеризующий режим нагружения. Для привода с асинхронным электродвигателем при пуске К_п=2,5 ( табл.11 стр.25 (3))

Для шестерни δ_{F1 max}=δ_F1*К_п= 113,686*2,5=284,215 МПа < (δ_F) _{1 max}=1133,6 МПа

Для колеса δ_{F2 max}=δ_F2*К_п=102,94*2,5= 257,35 МПа < (δ_F) _{2 max}=1029,6 МПа.