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

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 ּ 126,6 ּ 3810 ּ(0.3 ּ 1⁹ + 0.7 ּ 0.5⁹)=8,72 ּ 10⁶

Y_N= 1 т.к. N_FЕ.> N_FO

[σ]_F2 = 323,5 ּ 1 ּ 1 = 323,5МПа.

3.4. Расчёт закрытых зубчатых цилиндрических передач.

3.4.1.Определение межосевого расстояния;

a_w = K_a ּ (u+1) ּ

где a_w- межосевое расстояние, мм;

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

K_H- коэффициент нагрузки, K_H=1,4 [2];

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

a_w = 450 ּ (4,5+1) ּ =95,14мм

Согласуем из значений нормального ряда чисел: a_w = 100мм

3.4.2. Определение модуля передачи;

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

Для прямозубых передач существует один модуль и обозначается- m.

m_n=(0,016-0,0315) ּ 100

1,6<m<3,15. Назначаем модуль m=2 ГОСТ 9563-80.

3.4.3. Определение суммарного числа зубьев для прямозубых передач

z_Σ = = =100

Число целое, значит верно.

3.4.4. Определение числа зубьев шестерне.

z₁ = = = 18,1

z₁=18 > z_min=17

3.4.5. Определение числа зубьев колеса для внешнего зацепления.

z₂ = z_Σ- z₁ = 100-18 = 82

3.4.6. Определение геометрических размеров колес.

Шестерня Колесо

d₁ = m ּ z₁ = 2 ּ 18 =36 мм d₂ = m ּ z₂ = 2 ּ82 = 164мм

d_a1 = d₁ +2m = 36+2 ּ 2 = 40мм d_a2 = d₂ +2m = 164+2 =168мм

d_f1 = d₁-2,5m = 36-2,5 ּ2 = 31мм d_f2 = d₂-2.5m = 164-2,5 ּ2=159мм

b₁ =b₂ +5 = 25+5=30 мм b₂=Ψa ּ a_w = 0.25 ּ 100 = 25мм

3.4.7 Определение усилий в зацеплении

F_t = = =1,94кН

F_r=F_t ּ tgα_w=1,94 ּ tg20=0,71кН

3.4.8. 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 = 4,25 [1] Y_F2 = 3,72[1]

323,5/4,25 < 323,5/3.72

76 < 86,9

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,

где;

σ_F - рабочее напряжение изгиба, МПа;

K_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки;

K_FV - коэффициент динамичности нагрузки;

Ψ_bd=b₂/d₁=0,69; K_Fβ=1,15; K_Hβ=1,1[1].

Для определения коэффициента динамичности нагрузки пред­варительно необходимо определить окружную скорость колеса

V= ,

где V - скорость колеса, м/с;

d- делительный диаметр, мм;

n - частота вращения колеса, мин^-1

V = = 1,07м/с;

Назначаем 8-ую степень точности, K_FV=1,04, K_HV=1,03[1].

σ_F1 = = 164МПа

σ_F1 = 164МПа <[σ]_F1 = 323,5 МПа.Прочность зуба на изгиб обеспечена.

3.4.9. Проверка зубьев колес на контактную прочность.

σ_H = ≤ [σ]_H1,

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 = = 739,4 МПа.

σ_H1 = 739,4 МПа < [σ]_H1 = 875,75 МПа.Контактная прочность обеспечена.