Расчет допускаемых напряжений

–предел выносливости на изгибе;

–коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса;

–коэффициент долговечности;

–коэффициент запаса прочности (т.к. условия работы обычные, то ).

Выбираем .

–число циклов нагружения

, где

–частота вращения зубчатого колеса;

–число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым, ;

–срок службы передачи.

И у шестерен и у колес .

–предел контактной выносливости поверхности зубьев;

;

;

–коэффициент шероховатости сопряженных поверхностей, ;

–коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, ;

–коэффициент безопасности, ;

–коэффициент долговечности

;

для закаленных шестерен;

Получаем для шестерен

для колес

Следовательно, допускаемое контактное напряжение .

Допускаемое напряжение изгиба .

Проектный расчёт на изгибную прочность

Выбираем открытый тип передачи.

Модуль зацепления:

–коэффициент расчетной нагрузки, выбираем ;

- крутящий момент, действующий на колесо ;

–коэффициент нагрузки выбираем ;

–число зубьев колеса;

–коэффициент ширины зубчатого венца, выбираем ;

–допускаемое напряжение изгиба;

–коэффициент формы зуба (для шестерен , для колес).

Для шестерен значения больше, чем для колес, а, следовательно, и отношение больше, поэтому расчет веду по шестерне.

Полученные значения для каждой ступени занесем в табл. 2 с учетом ГОСТа.

Таблица 6 Расчет модуля зацепления

№ ступени	Модуль, m
	по ГОСТу
1	1
2	1
3	1
4	1
5	1

6. Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции

По проведенным кинематическому и прочностному расчетам можно сделать расчет геометрических параметров зубчатых колес, входящих в проектируемы привод.

Рисунок 2. Геометрические параметры зубчатых колес

Геометрические размеры зубчатых колес находятся по справочным таблицам [1].

Делительный диаметр

d₁=m·Z₁/cosβ=m·Z₁ т.к. колесо прямозубое, то β=0 (17)

Диаметр вершин зубьев

d_a=m·z/cosβ+2·m· (h_a+x₁₂)=m· (z+2) т.к. h_a=1, x₁₂=0 (18)

Диаметр впадин

d_f=m·z/cosβ-2·m· (h_a+c-x₁₂)=m(z-2-2·c); Так как 0.5≤m<1, то c=0.35. (19)

Ширина колес

b₂ = ψ_bm·m, (20)

где ψ_bm – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю. Выберем ψ_bm =6 для ступеней I, II и III, и ψ_bm =8 для ступеней IV и V.

Ширину шестерни, исходя из конструкторских соображений, выберем в 2 раза больше, чем ширина колеса, за исключением последней шестерни (для нее исходя из конструктивных соображений примем b₁= 8мм)

Делительное межосевое расстояние

a_ω=0.5·m·(Z₁+Z₂)/cosβ=0.5·m·(Z₁+Z₂) (21)

Рассчитанные по формулам (17)-(21) геометрические параметры зубчатых колес приведены в табл. 7.

Таблица 6. Значения геометрических параметров зубчатых колес

№	1	2	3	4	5		6	7		8	9		10
Z	18	45	17	45	17		48	17		48	17		50
m, мм	1		1			1			1			1
d1, мм	18	45	17	45	17		48	17		48	17		50
da, мм	20	47	19	47	19		50	19		50	19		52
df, мм	16.5	43.5	15.5	43.5	15.5		46.5	15.5		46.5	15.5		48.5
b, мм	7.5	3,00	7.5	3,00	7.5		3,00	7.5		3,00	7.5		3.00
aω, мм	31,5		31			32,5			32,5			33,5

Кинематическая схема ЭМП представлена на рис. 3.

Рисунок 3. Кинематическая схема проектируемого устройства