Шестерня

Y_R= 1[1], Y_X= 1[1], Y_б= 1[1], S_F= 1,7[1];

[σ]_FО1 = =323,5МПа;

N_FЕ1= 60 ּ 2850 ּ 3810 ּ(0.3 ּ 1⁹ + 0.7 ּ 0.5⁹)=1.96 ּ10⁸

Y_N= 1 т.к. N_FЕ.> N_FO

[σ]_F1 =323,5 ּ 1 ּ 1=323,5Мпа.

Колесо

σ_Fim= 500- 600 МПа;

Y_R= 1[1], Y_X= 1[1], Y_б= 1[1], S_F= 1,7[1];

[σ]_FО2 = =323,5МПа;

N_FЕ2 = 60 ּ 570 ּ 3810 ּ(0.3 ּ 1⁹ + 0.7 ּ 0.5⁹)=3,92 ּ 10⁷

Y_N= 1 т.к. N_FЕ.> N_FO

[σ]_F2 = 323,5 ּ 1 ּ 1 = 323,5МПа.

2.1.5. Расчёт закрытых зубчатых цилиндрических передач.

2.1.6 Определение межосевого расстояния;

a_w = K_a ּ (u+1) ּ (2.11)

где a_w- межосевое расстояние, мм;

K_a - вспомогательный коэффициент, K_a = 450 [1];

K_H- коэффициент нагрузки, K_H=1,4 [1];

ψ_a- коэффициент ширины. ψ_a= 0,25[1].

a_w = 450 ּ (5+1) ּ =64,1мм

Согласуем из значений нормального ряда чисел: a_w = 63мм

2.1.6. Определение модуля передачи;

m_n = (0,016-0,0315) a_w. (2.12)

Для прямозубых передач существует один модуль и обозначается- m.

m_n=(0,016-0,0315) ּ 63

1,008<m<1,98. Назначаем модуль m=1.125 ГОСТ 9563-80.

2.1.7. Определение суммарного числа зубьев для прямозубых передач

z_Σ = (2.13)

z_Σ= =112

Число целое, значит верно.

2.1.8. Определение числа зубьев шестерне.

z₁ = (2.14)

z₁= = 18,6

z₁=19 > z_min=17

2.1.9. Определение числа зубьев колеса для внешнего зацепления.

z₂ = z_Σ- z₁ = 112-19 = 93

2.1.10. Определение геометрических размеров колес.

Шестерня Колесо

d₁ = m ּ z₁ = 1.125 ּ 19 =21.375 мм d₂ = m ּ z₂ = 1.125 ּ93 = 104.625мм

d_a1 = d₁ +2m = 21,375+2 ּ 1,125 = 23,625мм d_a2 = d₂ +2m = 104,625+2 ּ 0,125=

=106,875мм

d_f1 = d₁-2,5m = 21,375-2,5 ּ1,125 = 18,562мм d_f2 = d₂-2.5m = 104,625-2,5 ּ0,125=

= 101,812мм

b₁ =b₂ +5 = 15,75+5=20,75 мм b₂=Ψa ּ a_w = 0.25 ּ 63 = 15,75мм

2.1.11 Определение усилий в зацеплении

F_t = (2.15)

F_t= =0,67кН

F_r=F_t ּ tgα_w (2.16)

F_r=0,67 ּ tg20=0,24кН

2.1.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения

[σ]_F1/Y_{F1 и} [σ]_F2/ Y_F2

Y_F1 = 4,18[1] Y_F2 = 3,75[1]

323,5/4,18 < 323,5/3.75

77,4 < 86,2

Y_F1 и Y_F2 определяют по фактическому числу зубьев Z₁ и Z₂

Расчет производим по тому из колес, где отношение меньше, т.е. по шестерне.

Определяем рабочее напряжение изгиба

σ_F = ≤ [σ]_F, (2.17)

где σ_F - рабочее напряжение изгиба, МПа;

K_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки;

K_FV - коэффициент динамичности нагрузки;

Ψ_bd=b₂/d₁=0,73; K_Fβ=1,35; K_Hβ=1,23[1]

Для определения коэффициента динамичности нагрузки пред­варительно необходимо определить окружную скорость колеса

V= , (2.18)

где V - скорость колеса, м/с;

d- делительный диаметр, мм;

n - частота вращения колеса, мин^-1

V = = 3,18м/с;

Назначаем 8-ую степень точности, K_FV=1,12, K_HV=1,10. [1]

σ_F1 = = 182,3МПа

σ_F1 = 182,3МПа <[σ]_F1 = 323,5 МПа.Прочность зуба на изгиб обеспечена.

2.1.13. Проверка зубьев колес на контактную прочность.

σ_H = ≤ [σ]_H1, (2.19)

где σ_H - контактные напряжения, Мпа;

К- вспомогательный коэффициент, К =428[1];

K_Hα - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, K_Hα = 1[1];

K_Hβ - коэффициент концентрации нагрузки ;

K_HV - коэффициент динамичности нагрузки ;

F_t - окружное усилие, Н;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

b₂ - ширина колеса, мм.

σ_H1 = = 759,3 МПа.

σ_H1 = 759,3 МПа < [σ]_H1 = 775 МПа.Контактная прочность обеспечена.