Проектировочный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

=(u + 1),

где - коэффициент вида передачи,= 450

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,4

Расчетное межосевое расстояние = 160 мм

Модуль выберем из диапазона (для прямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m=(0.1…0.2)160= 1,6…3,2

m =2,5

Суммарное число зубьев

Z=,

где =для прямозубых передач

Z= = 128

Число зубьев шестерни

Z₁== 128/6,6=19.39, округляем =>Z₁=19

Число зубьев колеса

Z₂= Z – Z₁= 109

Фактическое передаточное число

u_ф = = 5,737

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 = 2.44 %

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0 x₂= 0

Ширинa венца колеса

b_w2== 0,4*160=64мм

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда: b_w2=63мм.

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1= 71 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для прямозубых колес m = m_n.

Диаметры делительных окружностей для косозубых колес :

d₁ = 47,5мм d₂ = 272,5мм

Диаметры вершин зуба: d_a1 = d₁ +2(x1+1-∆y)*m=47,5 + 2(1+0-0)*2,5 = 52,5мм

d_a2= d₂ +2(x2+1-∆y)*m=272,5+2(1+0-0)*2,5 = 277,5мм

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j – 2m(1.25 – x_j):

d_f1 = 41,25мм d_f2 = 266,25мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V == 3,13м/с

Степень точности передачи выбираем в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст= 8

Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

=,

где Z- коэффициент вида передачи, Z= 9600

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н =K_A K_Hα K_Hβ K_НV.

Коэффициент K_A учитывает внешнюю динамическую нагрузку и зависит от степени равномерности нагружения двигателя и приводного вала машины. K_A=1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hα =1+ A (_Hα – 1) K_w,

где А = 0.06 для прямозубых передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036(V – 9) = 0.28

_Hα = 1+0,06*( n_ст – 5) =1.24

_Hα = 1+_Hα -1)*0,28 =1,0672

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hβ =1+ (K– 1) K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5(u + 1)= 0,5*0,4*(5,6+1) = 1,32

K= 1,07 K_Hβ = 1+(1,07-1)*0,28 = 1,196

Динамический коэффициент

K_НV = 1,12

Окончательно получим

K_H = 1*1,12*1,196*1,0672 = 1,429

Расчетные контактные напряжения

= = 465,73 МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

=100== 0,13 % - недогрузка

Условия изгибной прочности передачи имеют вид _Fj_FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_Fj  коэффициенты формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y_  коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y_= 1

Напряжение изгиба в зубьях колеса.

Коэффициенты формы зуба

Y_FS1=3.47 +

где Z_Vj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач Z_Vj = Z_j,

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F = K_Fα K_Fβ K_FV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fα = 1,24

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 1.0574

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV =1.3

K_F = 1,62

Напряжения изгиба

_F1 =

_F2 =