1. Проектировочный расчет

Целью проектировочного расчета является определение начального диаметра шестерни из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле [ф. 3.1], мм:

,

где T_1H – вращающий момент на шестерне, Нм; K_be – коэффициент ширины зубчатого венца; – коэффициент, учитывающий неравно­мерность распределения на­груз­­ки по длине контактных линий; – предварительное значение коэффициента, учуивающего динами­чес­кую нагрузку; – допускаемое контактное напряжение, МПа.

Коэффициент ширины зубчатого венца определяется по формуле [ф. 3.3]: K_be = 1,2/(u+0,6) = 1,2/(2 + 0,6) = 0,46. Так как K_be > 0,3, принимаем K_be = 0,3.

Коэффициент, учитывающий неравно­мерность распределения на­груз­­ки по длине контактных линий, = 1,15 [р. 3.1], при этом отношение , где [ф. 3.23].

Предварительное значение коэффициента , учуивающего динами­чес­кую нагрузку, определяется по формуле [c. 8]:

.

Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [ф. 3.4]:

,

где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа; S_H – коэффициент запаса прочности; Z_N – коэффициент долговечности; Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверх­нос­тей зубьев; – коэффициент, учитывающий окружную скорость; Z_L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла; Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

В проектировочном расчете = 0,9.

Тогда: .

Коэффициенты за­паса прочности: для шестерни и колеса с поверхностным упрочнением зубьев принимаем =1,2 и = 1,2 [с. 9].

Предел контактной выносливости , МПа [т. 3.1]:

для цементированной шестерни ;

для колеса, закаленного с нагревом ТВЧ .

Суммарное число циклов перемены напряжений N_К при постоянной нагрузке определяется следующим образом [ф. 3.5]:

,

где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t – срок службы передачи, в часах.

часов (передача работает 5 лет, 312 дней в году, 16 часов в день).

Таким образом:

циклов,

циклов.

Базовые числа циклов напряжений, со­ответствующие пределу вынос­ли­вости, определяется по формуле [ф. 3.11]:

так как принимаем _,

.

Примечание: перевод твердости по HRC в HB по приложению 1.

Так как определяем значение по формуле [c. 10]:

,

при определяем значение по формуле [c. 10]:

.

Используя полученные данные найдем допускаемые контактные напряжения , МПа:

,

.

В качесве допускаемого напряжения в проектном расчете принимают наименьшее, т.е. МПа.

Полученные данные подставим в формулу по определению начального диаметра:

мм.

Для зубчатых передач, изготовленных без смещения, рекомендуется принимать так как в этом случае отсутствует подрезание ножки зубьев [c. 15]. Принимаем . Число зубьев колеса.

Внешний окружной модуль определяется по формуле [ф. 3.19]:

.

По ГОСТ 9563-80 принимают стандартный модуль [c. 16]: мм.

Тогда уточненное значение внешнего делительного диаметра шестерни [ф. 3.20], мм:

.

Тогда внешний делительный диаметр колеса [ф. 3.21], мм:

.

Внешнее конусное расстояние рассчитывается по формуле [ф. 3.22], мм:

,

где [ф. 3.23].

Углы наклона делительных конусов шестерни и колеса определяются из зависимости [ф. 3.23]:

,

.

Ширина зубчатого венца рассчитывается по формуле [ф. 3.24], мм:

.

Среднее конусное расстояние рассчитывается по формуле [ф. 3.25], мм:

.

Средний окружной модуль [ф. 3.26], мм:

.

Средние делительные диаметры [ф. 3.27], мм:

, .

Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.28], м/с:

.

По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.3].