2.1.3 Определение сил, действующих в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная ;

- радиальная ; ;

- осевая ; .

Рис.1

2.1.4 Проверочные расчёты передачи

Окружная скорость колеса:

, где

- угловая скорость колеса;

- диаметр колеса;

м/с.

При такой скорости следует принять 9-ю степень точности передачи.

,

.

При и симметричном расположении прямозубых зубчатых колес относительно опор К_F=1,25, К_F=1,2.

Для .

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса и шестерни:

,

Мпа,

,

.

Для .

,

,

,

.

прочность зубьев на изгиб обеспечена.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:

, где

[]_H – допускаемое расчетное контактное напряжение, []_H=411,671 МПа;

К_Нα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, K_Hα=1,1;

К_Нβ – коэффициент концентрации нагрузки, K_Hβ=1,04;

К_НV – коэффициент динамической нагрузки, K_HV=1,1;

F_t – окружная сила, F_t =1273 Н;

d₁ – делительный диаметр шестерни, d₁=53,332;

u – передаточное число, u=2;

– ширина зубчатого венца колеса, b=40 мм;

Мпа,

2.2 Расчет червячной тихоходной зубчатой передачи

2.2.1 Выбор материала червяка и зубчатого колеса, назначение упрочняющей обработки и определение допускаемых напряжений

Червяк – сталь 40ХН, термообработка – закалка, твёрдость 50,5HRC.

, где

V_s- скорость скольжения;

- угловая скорость колеса, = 6,67 рад/с;

u – передаточное число, u=22,765;

T₂ – момент на тихоходном валу, T₂=1216,9 Нм;

м/с;

выбираем в качестве материала зубчатого венца бронзу Бр.ОЦС 6-6-3;

.

Допускаемое контактное напряжение:

.

K_HL – коэффициент долговечности:

;

где N – общее число циклов перемены напряжения,

,

где - суммарный ресурс, ,

где - число лет, =5

- коэффициент годовой эксплуатации;

- коэффициент суточной эксплуатации;

,

– угловая скорость промежуточного вала, = 6,67 рад/с,

;

Тогда

.

Коэффициент =0,83 (интерполируя).

Исходное допускаемое контактное напряжение (при >HRC45):

,

Мпа.

Допускаемое контактное напряжение:

МПа.

Допускаемое напряжение изгиба:

.

K_FL – коэффициент долговечности:

;

где N – общее число циклов перемены напряжения,

,

где - суммарный ресурс, ,

где - число лет, =5

- коэффициент годовой эксплуатации;

- коэффициент суточной эксплуатации;

,

– угловая скорость промежуточного вала, = 6,67 рад/с,

;

Тогда

.

Исходное допускаемое напряжение изгиба:

,

МПа.

Допускаемое напряжение изгиба:

МПа.

2.2.2 Определение размеров червяка и венца зубчатого колеса

Межосевое расстояние:

,

где []_H – допускаемое расчетное контактное напряжение; []_H =124 МПа;

Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н·м; Т₂ =1216,9 Н·м.

м

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ 2185: мм.

Число витков червяка: z₁=2;

Число зубьев колеса: .

Нормальный модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563:

,

мм,

мм.

Коэффициент диаметра червяка:

,

.

Минимальное значение .

Принимаем .

Коэффициент смещения инструмента:

,

.

Определим фактическое передаточное число:

;

.

Делительный диаметр червяка:

,

мм.

Диаметр вершины витков:

,

мм.

Диаметр впадин:

,

мм.

Длина нарезанной части:

,

мм.

Так как витки шлифуются, то

мм.

Диаметр делительной окружности колеса:

,

мм.

Диаметр окружности вершин зубьев:

,

мм.

Диаметр впадин колеса:

,

мм.

Ширина венца:

,

мм.