3. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость К_Н=К_Нβ*К_Нυ

При расчете на изгибную выносливость К_F=К_Fβ*К_Fυ, где

К_Нβ и К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

К_Нυ и К_Fυ – коэффициент динамической нагрузки

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой передачи значение К_β определяется из выражения:

К_β= К_β^о(1-х)+х, где

К_Нβ^о = 3и К_Fβ^o=2,4выбираем по [1] таблицам 5.2 и5.3 в зависимости от схемы передач, твердости рабочей поверхности зубьев и относительной ширины шестерни: b/d=0.5Ψ_a(U +1), где

Ψ_a=0,4– коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U = 4,5– заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,6 – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

принимаем

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_υ выбираем по [1] таблице 5.6 и 5.7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

м/с, где

n₁=750 мин ^–1 – частота вращения

с_υ=1600 – коэффициент, учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T – крутящий момент

U – заданное передаточное число

Ψ_a – коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая степень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Нυ=1,01 и К_Fυ=1,03

4. Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени.

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 – коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_Σ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)

Т₂ – номинальный крутящий момент на валу колеса

U^’ – заданное передаточное число

К_Н – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Нα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6.2);

[σ]_Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψ_a = 0,4 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Принимаем мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса: мм

Ширина шестерни: мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

H

мм

Полученное значение модуля m^’_n=0,9 округляем до ближайшего большего значения m_n=1 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z_2.

Фактическое значение передаточного числа.

отличается от на 0,6% что < 4%.

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₂ – номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F = 1,648 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fα = 0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] таб.6.4)

Y_F2 = 3,63 – коэффициент формы зуба ([1] таб. 6,2)

Значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v

Y _β – коэффициент учитывающий наклон зуба

b₂ – рабочая ширина колеса

m_n – модуль

а – межосевое расстояние

U – заданное передаточное число

[σ]_F2=293,7 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

МПа

Б) зуб шестерни:

_МПа, где

σ_F2 =217 МПа – напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F1=3,75– коэффициент, учитывающий форму зуба

[σ]_F1=371,4286 МПа – допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Определение диаметров делительных окружностей d.

_мм

_мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₂+ d₁=2а

36,181+ 163,819 = 200=2а - верно

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев d_f и d_a:

dа₁ = d₁ + 2 m_n = 36,181+ 2 = 38,181мм

d_а2 = d₂ + 2 m_n = 163,819 + 2 = 165,819 мм

df₁ = d₁ - 2 ,5m_n = 36,181+ 2,5 = 33,681мм

d_f2 = d₂ - 2,5 m_n = 163,819 - 2,5 = 161,319 мм