3.6.2. Определение модулей колес.

Для открытых передач модуль зацепления определяется по следующей формуле:

[мм]

К_т=1.4 - коэффициент для прямозубых колес

Ψ_т=3 - коэффициент ширины зубчатого колеса

К=1.3 - коэффициент расчетной нагрузки

Y_F - коэффициент формы зуба

Расчёт ведётся по наиболее нагруженному зубчатому колесу, определяемому из соотношения , которое больше в случае более нагруженного колеса.

Поскольку число зубьев шестерни во всех ступенях меньше числа зубьев колеса, а отличаются незначительно, то расчет будем вести по шестерне.

А) Z₁ – Z₂

Z₁=26

Y_F1=3.96

мм

Рекомендуемое значение из конструкционных соображений т₁₂=0.3 мм

Б) Z₃ – Z₄

Z₃=26

Y_F3=

мм

Рекомендуемое значение из конструкционных соображений т₃₄=0.3 мм

В) Z₅ – Z₆

Z₅=26

Y_F5=3.96

мм

Рекомендуемое значение из конструкционных соображений т₅₆=0.35 мм

Г) Z₇ – Z₈

Z₇=26

Y_F7=3.96

мм

Рекомендуемое значение из конструкционных соображений т₇₈=0.6 мм

Д) Z₉ – Z₁₀

Примем = = = =0.6

3.6.3. Расчет по контактным напряжениям

Определим предельные контактные напряжения для шестерни и колеса.

Для материала зубчатых колес и шестерен ( стали 45 HRC = 40 - 50 и 35 НRС = 30 - 40) применяется объемная закалка, следовательно:

МПа

МПа

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

S_H=1.1 - коэффициент безопасности (запаса).

Т.к. V<5 м/с, то z_V=1 - коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса.

z_R=1 - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей.

K_НL - коэффициент долговечности

N_HO=3·10⁷ - базовое число циклов перемены напряжений.

N_H рассчитано выше

Колесо 8

МПа

Колесо 6

МПа

Колесо 4

МПа

Колесо 2

n₂= i_II-III ·292.6=4.09·327=1337 об/мин

N_н=60n₆cL=60·1337·1·1200=96·10⁶

принимаем, что K_НL=1

МПа

Шестерня 7

МПа

Шестерня 5

МПа

Шестерня 3

принимаем, что K_НL=1

МПа

Для шестерени 1 будет аналогичен.

3.7. Геометрический расчет.

Рассчитаем геометрические параметры передач. Согласно методическому указанию расчетные формулы для прямозубых колес имеют следующий вид [2, 42 с]:

Делительные диаметры:

d_i=Z_i·m_ii+1

Диаметры вершин:

d_ai= d_i+2·m_ii+1

Диаметры впадин:

d_f1,2= d_1,2 - 2·m₁₂·(1+C^*)

где C^*= 0,5 при

C^*= 0,35 при

C^*= 0,25 при , где C^* - коэффициент радиального зазора.

Ширина колеса:

b₂=Ψ_m·m₁₂

Ψ_m = 3 - коэффициент ширины зубчатого колеса.

Ширина шестерни:

b_i= b_i+1+ m_ii+1·(1…2)

Делительное межосевое расстояние

A_ii+1= 0.5·m_ii+1·( Z_i+ Z_i+1)

Z₁ – Z₂, Z₃ – Z_4, Z₅ – Z_6, Z₇ – Z₈

Делительные диаметры

d_1,3,5,7=Z_1,3,5,7·m=26·0.6=15.6 мм

d_2,4,6,8=Z_2,4,6,8·m=144·0.6=86.4 мм

Диаметры вершин

d_a1,3,5,7= d_1,3,5,7+2·m=15.6+2·0.6=16.8 мм

d_a2,4.6,8= d_2,4,6,8+2·m=86.4+2·0.6=87.6 мм

Диаметры впадин

d_f1,3,5,7= d_1,3,5,7-2·m·(1+C^*)=15.6 - 2·0.6·(1 + 0.35)=13.98 мм

d_f2,4,6,8= d_2,4,6,8-2·m·(1+C^*)=86.4 - 2·0.6·(1 + 0.35)=84.78 мм

Ширина колеса

Для правильного размещения стандартной сегментной шпонки по ГОСТ 8794-58, 8795-58

возьмем Ψ_m=5.

b₂=Ψ_m·m=5·0.6=3 мм

Ширина шестерни

b₁= b₂+ m₁₂·(1…2)=3 + 0.6(1…2)=3.6…4.2 мм

примем b₁=4 мм

Делительное межосевое расстояние

A_12,34,56,78= 0.5·m·( Z_1,3,5,7+ Z_2,4,6,8)=0.5·0.6·(26 +144)=51 мм