4.1.2. Проверочный расчет

Расчетное напряжение изгиба зубьев GF (МПа) определяют по формуле :

(4.17)

где:

Fкоэффициент, учитывающий форму зуба, 3.8 [1. рис.2.3.]

E коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, 1 [1. табл.2.7]

 коэффициент, учитывающий наклон зуба,

Ft удельная расчетная окружная сила (Hмм), определяем по формуле:

(4.18)

где

KFкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 1 [1. табл.2.7]

KFкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.24 [1. рис.2.1]

KFVкоэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении, 1.1 [1. табл.2.6]

МПа

4.1.3. Параметры зубчатых колес

1. Диаметр вершин

da1=dw1+2m_n (4.19)

где:

dw1 = 70.99 – диаметр вершин

m_n = 3.5 - модуль

da1=70.99+23.5=77.99 мм

da2=dw2+2m_n (4.20)

где:

dw2 = 354.97 – диаметр вершин

m_n = 3.5 - модуль

da2=354.97+23.5=361.97 мм

2. Высота головки зуба

ha=m_n=3.5 мм

3. Высота ножки зуба

hf=1.25m_n=1.253.5=4.375 мм (4.21)

4. Толщина обода

a=(2.0-4.0)  m_n=33.5=10.5 мм

5. Длина ступицы

l_cт=(1.2-1.6)d_вала

d_вала=70 мм

l_cт=1.2 70=72 мм

6. Диаметр ступицы

d_cт=(1.6-1.8)d_вала

d_вала=60 мм

d_cт=1.8 60=108 мм

7. Толщина диска связывающего ступицу и обод

C=(1.0-1.2)  a=1.110.5=11.55 мм

8. Диаметр отверстий в диске

(4.22)

где

D_k=df-2a (4.23)

D_k=(347.97)-210.5=326.97 мм

мм

9. Окружности центров отверстий

мм (4.24)

4.1.4. Усилия в зацеплении

Определение усилий в зацеплении зубчатых колес необходимо для расчета валов и подбора подшипников.

рис. 4.2.

Окружная сила

(4.24)

где

T – момент на валах колеса (573.0710³) и шестерни (120.6110³)

dw – диаметр вершин колеса (354.97мм) и шестерни (70.99мм)

для шестерни Н

для колеса Н

Радиальная сила

(4.25)

где

_w =20^о – угол зацепления

=9.48^о

для шестерни Н

для колеса Н

Осевая сила

(4.26)

для шестерни Н

для колеса Н

4.2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

4.2.1. Проектировочный расчет

Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров. Предварительно выбирают материалы зубчатой пары [1.табл.2.1.]

Выбираем материал шестерни: сталь 45, HB 269-302, термообработка - улучшение.

Предел прочности G890 МПа.

Предел текучести GT650 МПа.

Выбираем материал колеса: сталь 45, HB 269-302, термообработка - улучшение.

KF коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.03 для _bd=0.6 [1. рис.2.1.(б)]

1) GHPдопускаемые контактное напряжение (МПа), расчитываем по формуле:

(4.27)

где

GFlim предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (МПа), расчитываем по формуле:

(4.28)

где

GНlimb предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (МПа), рассчитывается по формуле:

(4.29)

для шестерни:

МПа

для колеса:

МПа

KН1 коэффициент,учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, 1

МПа -- для шестерни

Мпа -- для колеса

SНкоэффициент безопасности, 1.1

МПа -- для колеса

МПа -- для шестерни

Мпа (4.30)

2. Предварительный расчёт параметров зубчатых колёс.

Определяем диаметр начальной окружности шестерни (мм):

(4.31)

dw1146.9 мм.

Определяем диаметр начальной окружности колеса

dw2Udw1 (4.32)

dw2637.55 мм.

Определяем межосевое расстояние

aw (dw1dw2)2 (4.33)

aw(146.9+637.55)2392.23 мм.

Модуль зацепления:

m_n(min)=0.01392.23=3.93 мм

m_n(max)=0.02392.93=7.89 мм

Принимаем окончательно модуль зацепления из ряда (табл.4.2.).

Таблица 4.2

1-й ряд	4	5	6.0	7.0	9.0	11.0	13.0	15.0
2-й ряд	4.5	5.5	6.5	8.0	10.0	12.0	14.0	16.0

Принимаем m_n6 мм.

3) Определяем параметры зубчатых колес

Z1число зубьев шестерни

(4.34)

где

Z2число зубьев колеса

(4.35)

где

U – предаточное число, 4.34

Уточняем передаточное число

Определяем диаметр начальной окружности шестерни

dw1Z1m_n (4.36)

dw1246144 мм

Определяем диаметр начальной окружности колеса

dw1Z2m_n (4.37)

dw11046624 мм.

Определяем межосевое расстояние

aw (dw1dw2)2 (4.38)

aw(144624)2384 мм.

Определяем окружную скорость

V(₃dw1)(21000) (4.39)

V(4.17144)(21000)0.3 мс

Выбираем степень точности передачи: 8-я степень точности

[1. табл.2.2.]

Определяем рабочую ширину венца колеса по формуле:

b2 bddw1 (4.40)

b2 0.614486.4 мм.

Определяем рабочую ширину венца шестерни по формуле:

b1b22m (4.41)

b186.426=98.4 мм.