2. Определение крутящего расчетного момента и межосевого расстояния передачи

Расчетный крутящий момент [2, с. 14]:

T_Hi = T_i · K_Hβ · K_HV и

T_Fi = T_i · K_Fβ · K_FV

Предварительно приму 8-ю степень точности, тогда значение коэффициента динамической нагрузки [2, с. 14 табл. 3.2]:

K_HV = K_Fv = 1,4.

Коэффициент ширины венца зубчатого колеса по делительному диаметру [2, с. 16]:

,

где ψ_ba - коэффициент ширины венца зубчатого колеса по межосевому расстоянию, примем ψ_ba = 0,315 [2, с. 19 табл. 3.6]:

Тогда:

При НВ < 350 и ψ_bd = 0,87 значения коэффициентов равны K_Hβ = 1,03 и

K_Fβ = 1,06 [2, с.20].

Расчетный крутящий момент для шестерни:

Т_1Н = 140∙1,03·1,4 = 202 Н·м

Расчетные крутящие моменты для колеса:

Т_2Н = 603∙1,03·1,4 = 869 Н·м

Т_2F = 603∙1,06·1,4 = 895 Н∙м

Межосевое расстояние передачи [2, с. 21 табл. 3.7]:

По ГОСТ 2185 – 66 для большего нагружения передачи, примем ближайшее меньшее значение α_W = 200 мм.

1. Расчет модуля и геометрических параметров колес

Модуль передачи [2, с. 21]:

По ГОСТ 9563 – 60 приму m_n = 3,0 мм.

Ширина колеса [2, с. 23]:

b_W2 = ψ_ba∙α_W = 0,315∙200 = 63 мм

Ширина шестерни [2, с. 23]:

b_W1 = b_W2 + (5…10)= 63+(5…10)=68…73 мм

По ГОСТ 6636 - 69 примем b_W2 = 63 мм, b_W1 = 70 мм

Предварительно приму угол наклона зубьев колеса β=10°.

Общее число зубьев колеса и шестерни [2, с. 22]:

. Приму .

Число зубьев шестерни:

. Приму Z₁=24

Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_Σ – Z₁ = 131 – 24 = 107.

Уточню угол наклона колеса и шестерни:

Сosβ=(Z1+Z2)∙m/2∙a_w=(24+107)·3,0/2·200=0,9825

β=10,73°=10° 44’.

Передаточное число:

Погрешность передаточного числа ΔU = 0,93% < [ΔU], значит, числа зубьев рассчитаны, верно.

Делительные диаметры зубьев шестерни и колеса [2, с. 22]:

d₁ = m · Z₁/Cosβ = 3,0·24/0,9825 = 73,28 мм

d₂ = m · Z₂/Cosβ = 3,0·107/0,9825 = 326,72 мм

Проверка [2, с. 22]:

, значит делительные диаметры колеса и шестерни определены, верно.

Диаметр выступов зубьев шестерни и колеса [2, с. 22]:

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса [2, с. 22]:

d_ƒ1 = d₁ – 2,5·m_n = 73,28– 2,5·3,0 = 65,78 мм

d_ƒ2 = d₂ – 2,5·m_n = 326,72 – 2,5·3,0 = 319,22 мм

Основные геометрические параметры передачи:

α_W = 200 мм; m_n = 3,0 мм; Z₁ = 24; Z₂ =107; b_W1 =70 мм; b_W2 =63 мм.

3.4 Определение фактической скорости в зацеплении

Фактическая окружная скорость

Данной скорости соответствует 8 – я степень точности, тогда динамические коэффициенты и крутящий момент не изменятся.

3.5 Проверка зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям

Контактное напряжение [2, с. 21 табл. 3.7]:

<σ_НP2.

ГОСТ 21354-87 допускает перегрузку зубьев по контактным напряжениям не более 3% и запас прочности – не более 30%. Зубья ступени имеют запас прочности по контактным напряжениям, равный . Следовательно, передача сконструирована правильно.

3.6 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба [2, с. 25 табл. 3.11]:

- для шестерни Z_V1 == 45 У_F1 = 3,9

- для колеса Z_V2 == 113 У_F2 = 3,6

Определим отношение :

- для шестерни

- для колеса

Проверку по напряжениям изгиба делаем для зубьев колеса, т. к. найденное отношение для него меньшее.

Напряжение изгиба [2, с. 21 табл. 3.7]:

<σ_FP2.

Запас прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба составляет , что больше 30%, но это допустимо, так как нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью зубьев. Поскольку основная причина разрушения зубьев закрытых передач – это усталостное поверхностное выкрашивание рабочих поверхностей (Питтинг-процесс), то запас прочности зубьев по напряжениям изгиба может быть и более 30%.

Таким образом, спроектированная передача обладает достаточной контактной и изгибной прочностью зубьев.