6. Коэффициенты нагрузки

При расчете на контактную выносливость:

При расчете на изгибную выносливость:

и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

и - коэффициенты динамической нагрузки

7.1. Коэффициенты концентрации нагрузки

Х – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

Типовой режим нагружения III→ X=0,6

K_β⁰ – начальное значение коэффициента концентрации нагрузки, имеющее место до приработки зубьев.

- относительная ширина шестерни.

Ψ_а – коэффициент ширины цилиндрического редуктора

Ψ_а =0,4

K_Нβ⁰=1,6

K_Fβ⁰=1,46

7.2 Коэффициенты динамичности нагрузки

V – окружная скорость, м/с

С_v=1500

Следовательно, степень точности равна 8.

6. Проектный расчет зубчатой передачи

8.1. Предварительное значение межосевого расстояния:

T_T – номинальный крутящий момент на валу колеса, Н*м

u’- заданное передаточное число

К_Н – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых и шевронных передачах

[σ]_H – допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψ_а =0,4 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

По ГОСТу 2185-66 округляем до стандартного значения: а=120мм

8.2. Рабочая ширина венца колеса:

Рабочая ширина шестерни:

8.3. Модуль передачи:

[мм]

;

Принимаем m_n = 1,5мм по ГОСТ 9563-60.

8.4 Суммарное число зубьев и угол наклона зуба для косозубых колес:

Минимальный угол наклона зубьев:

Суммарное число зубьев:

Принимаем Z_∑=145

8.5. Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

Z_min = 17cos³β = 17cos³25^o= 12,65

Принимаем z₁ = 26

Z₂= Z_∑-Z₁=145-26=119

8.6. Фактическое значение передаточного числа:

8.7. Проверка зубьев на изгибную выносливость

8.7.1. Зуб колеса

T_T – крутящий момент на валу колеса, Н*м

К_F – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fα =0,91- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Y_Fα – коэффициент, учитывающий форму зуба

Y_Fα=3,61

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба

U- передаточное число

b₂- рабочая ширина венца колеса, мм

m_n- модуль передачи

а- межосевое расстояние

[σ]_F2- допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

8.7.2 Зуб шестерни

Y_F1- коэффициент, учитывающий форму зуба

8.8. Диаметры делительных окружностей

мм

мм

43+197=240=2*120=240 – верно

8.9. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни:

d_a1 =d₁ +2∙m_n=43+2∙1,5=46 мм

d_f1 =d₁ -2,5∙m_n=43-2,5∙1,5=39,25 мм

Колесо:

d_a2 =d₂ +2∙m_n=197 +2∙1,5=200 мм

d_f2 =d₂ -2,5∙m_n=197-2,5∙1,5=193,25 мм

8.10. Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни

D=d_a1+6 = 46+6=52 < D_max=125 мм.

Толщина сечения обода колеса

S=C≈0,3b₂=0,3∙48=14,4мм < S_max=125мм

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

8.11. Силы, действующие на валы зубчатых колес:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила: