3. Расчет закрытой передачи.

3.1. Проектный расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

Определяем по условию контактной прочности межосевое расстояние передачи:

,

где – коэффициент межосевого расстояния, ;

u – передаточное отношение редуктора;

– крутящий момент на валу колеса, ;

– коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния , (табл. 3.4[3]);

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине контактной линии. (табл. 5[3]) при и соответствующему коэффициенту ширины колеса относительно диаметра шестерни , который вычисляется по формуле:

, мм,

.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения:

, мм.

Находим модуль зацепления:

,

, мм.

Принимаем модуль зацепления m = 2,5, мм.

Определяем суммарное число зубьев передачи:

,

где z_с – суммарное число зубьев, :

.

Вычисляем число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂:

;

;

;

.

Определяем геометрические параметры колес согласно формулам, приведенным в табл. 6[3]:

Делительный диаметр:

шестерни

,

, мм;

колеса

,

, мм.

Диаметр вершин зубьев:

шестерни

,

, мм;

колеса

,

, мм.

Диаметр впадин зубьев:

шестерни

,

, мм;

колеса

,

, мм.

Межосевое расстояние:

,

, мм.

Ширина зуба:

колеса

,

, мм;

шестерни

,

, мм.

Находим окружную скорость колес:

,

где d₁ – делительный диаметр шестерни, мм;

n₁ – частота вращения шестерни, об/мин.

, м/с.

Угол зацепления:

– для некорригированных колес.

По табл. 7[3] назначаем 9 степень точности.

3.2. Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Определяем силы, действующие в зацеплении зубчатых колес:

Окружное усилие:

шестерни

,

, Н;

колеса

,

, Н.

Радиальное усилие:

,

где и – радиальное усилие шестерни и колеса, соответственно.

, Н.

Осевое усилие:

.

Делаем проверку зубьев на контактную прочность:

Удельная окружная сила:

,

где – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями;

– коэффициент динамической нагрузки, который зависит от твердости материала колес, их скорости и степени точности изготовления (табл. 10[3]).

, Н/мм.

Коэффициент торцевого перекрытия:

,

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии:

,

.

Расчетные контактные напряжения:

,

где – коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев;

, – коэффициент, учитывающий материал передачи.

, МПа.

Перегрузка передачи:

,

.

Недогрузка составляет 17,7%, так как получилось отрицательное значение .

Делаем проверку зубьев на изгибную прочность:

Проверяем равенство прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:

,

где и – коэффициент формы зуба шестерни и колеса, соответственно (табл. 3.11[3]).

,

.

Так как отношения не равны, то в расчетную формулу напряжений изгиба подставляем значения для слабого звена, то есть .

Находим удельную расчетную окружную силу изгиба:

,

где , и – коэффициенты (табл. 9[3], 10[3], 12[3]), имеющие тот же смысл, что и при расчете на прочность по контактным напряжениям , но отличающиеся величиной при расчете на прочность по изгибным напряжениям.

, Н/мм.

Вычисляем напряжения изгиба у ножки зуба:

,

где – коэффициент формы зуба (табл. 11[3]);

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

– коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

, МПа.

Полученные результаты показали, что спроектированная передача удовлетворяет условиям работоспособности.