4.2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения:

_H=[]_H

где Z_= 9600 – для прямозубой передачи. Тогда:

_H=502 Мпа[]_H= 515,45 Мпа.

Силы в зацеплении:

окружная:

F_t= == 5777 H;

радиальная:

F_r= == 2103 H;

осевая:

F_a=F_t^xtg() = 1112,24^xtg(0^o) = 0H.

4.3. Проверка зубьев передачи на изгиб

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

_F2=[]_F2

в зубьях шестерни:

_F1=[]_F1

Значения коэффициента Y_FS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев z_vи коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

z_v1= = 36

z_v2= =108

По табл. 2.10[2]:

Y_FS1= 3,74

Y_FS2= 3,59

Значение коэффициента Y_, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

Y_= 1 – = 1 – = 1

Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.

Тогда:

_F2== 168 Мпа[]_F2= 255,81 Мпа.

_F1== 175 Мпа[]_F1= 255,81 Мпа.

5. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи

Так как редуктор соосный принимаем а = 180 мм.

V_предв.= == 4,9 м/с

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d₂= == 294 мм.

Ширина:

b₂=_ba^xa_= 0,4^x180 = 72 мм.

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b₂= 72 мм.

Максимально допустимый модуль m_max, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

m_max== 3,85 мм.

Минимально допустимый модуль m_min, мм, определяют из условия прочности:

m_min=

где K_m= 2,8^x10³– для прямозубых передач; []_F– наименьшее из значений []_F1и []_F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

K_F= K_Fv^xK_F^xK_F

Здесь коэффициент K_Fv= 1,48 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. K_F- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

K_F= 0.18 + 0.82^xK_H^o= 0.18 + 0.82^x1,08 = 1,0656

K_F= K_H^o= 1,18 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Тогда:

K_F = 1,48 ^x 1,0656 ^x 1,18= 1,86

m_min== 0,52 мм.

Из полученного диапазона (m_min…m_max) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2.

Суммарное число зубьев:

Z_= == 180

Число зубьев шестерни:

z₁=z_1min= 17 (для прямозубой передачи).

z₁== 32,7

Принимаем z₁= 33

Коэффициент смещения x₁= 0 при z₁17.

Для колеса внешнего зацепления x₂= -x₁= 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

z₂= Z_- z₁=180 – 33 =147

Фактическое передаточное число:

U_ф= == 4,55

Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,1%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.

Делительное межосевое расстояние:

a = 0.5 ^x m ^x (z₂ + z₁) = 0.5 ^x 2 ^x (147 + 33) = 180 мм.

Коэффициент воспринимаемого смещения:

y = = = 0

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

d₁= == 66 мм.

d₂= 2^xa_- d₁= 2^x180 – 66 = 294 мм.

диаметры d_aи d_fокружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_a1 = d₁ + 2 ^x (1 + x₁ – y) ^x m = 66 + 2 ^x (1 + 0 – 0) ^x 2 = 70 мм.

d_f1 = d₁ – 2 ^x (1.25 – x₁) ^x m = 66 – 2 ^x (1.25 – 0) ^x 2 = 61мм.

d_a2 = d₂ + 2 ^x (1 + x₂ – y) ^x m = 294 + 2 ^x (1 + 0 – 0) ^x 2 = 298мм.

d_f2=d₂– 2^x(1.25 –x₂)^xm= 294 – 2^x(1.25 – 0)^x2 = 289 мм.