3 Расчет геометрических параметров и проверка прочности зцкп

Определяем предварительный диаметр шестерни:

, (9)

где К_d - коэффициент равный 680 МПа для зубчатых цилиндрических косозубых передач, если колёса изготовлены из стали; - коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям. =1,03 ([1], с. 130, рис. 8.15); - коэффициент ширины колеса. Выбираем по рекомендации (примем его равным 0,9 [2, с. 116]).

Подстановкой известных параметров в формулу (9) получаем

,

Рассчитываем ширину колеса

Для расчёта модуля зацепления по рекомендации ([1], с. 137, табл.8. 5) выбираем коэффициент . Далее считаем и из стандартного ряда модулей ([4], табл. 6) принимаем значение нормального модуля зацепления ближайшее к полученному значению при расчёте:

→

Из интервала рекомендуемых углов 8º - 16º принимаем угол наклона зубьев колес передачи =12º. Тогда окружной модуль передачи равен:

Определяем число зубьев шестерни

.

Число зубьев колеса

.

Уточняем передаточное число передачи

Определяем диаметры шестерни и колеса:

Определяем межосевое расстояние передачи:

Для обеспечения стандартного межосевого расстояния =280 мм ([4], табл. 5), изменяем число зубьев, т. к. расчётное межосевое расстояние отличается от стандартного более 1-го мм. Выбираем число зубьев шестерни =41; а число зубьев колеса =203. Прове­рим отклонение передаточного числа:

что допускается до 4%

Тогда

В этом случае межосевое расстояние равно:

.

.

Далее уточняем угол наклона зубьев и соответственно другие параметры:

;

;

.

Далее выполняем проверку прочности спроектированной передачи.

Основной расчёт при проверке проводят, определяя контактные напряжения в зацеплении по формуле:

(10)

где - коэффициент, учитывающий кривизну боковой поверхности зу­ба; - коэффициент, учитывающий механические свойства материала колёс; -коэффициент, учитывающий длину линии контакта в зацепле­нии; -удельное расчётное окружное усилие по контактным напряже­ниям.

Определяем:

- для стальных колес;

, (11)

где =1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;- коэффициент перекрытия, учитывающий продолжительность однопарного зацепления зубьев во время работы. Определим его по формуле:

Подстановкой известных параметров в формулу (11) получаем:

.

Удельное расчётное окружное усилие определим по формуле:

(12)

где – окружное усилие в зацеплении. Определяем по формуле:

- коэффициент динамической нагрузки. Выбираем по степени точности передачи (9-я степень точности в редукторах общего назначения), по типу передачи, по твёрдости зубьев и по окружной скорости вращения шестерни.

Определим окружную скорость:

,

По таблице ([1], с. 132, табл. 8.3) выбираем коэффициент динамической нагрузки =1,06.

Подстановкой известных параметров в формулу (12), а после в формулу (10) получаем:

;

;

Проведём проверку шестерни и колеса по напряжениям изгиба.

Для шестерни

(13)

где - коэффициент формы зуба. Выбирают по графику ([1], с. 140, рис. 8.20) в зависимости от эквивалентного числа зубьев . Эквивалентное число зубьев шестерни равно

по указанному графику =3,75;

- удельное расчетное окружное усилие при изгибе.

=1,075 ([1],с. 130, рис. 8.15);= 1,12 ([1], с. 132, табл. 8.3).

Тогда

.

Подстановкой известных параметров в формулу (13) получаем

Аналогичный проверочный расчёт по напряжениям изгиба проведем для колеса.

Таким образом, прочность спроектированной передачи обеспечива­ется по контактным и изгибным напряжениям.

Теперь определим и другие действующие усилия в зацепле­нии, и оставшиеся ненайденными геометрические параметры: