2.3. Проектный расчет передачи

2.3.1. Межосевое расстояние передачи определим по формуле

a_w = K_a•(u + 1) ,

где K_a = 410 для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач принимаем =0.4 (ряд на с.1). На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки К_Н=1.2. Тогда

a_w =410•(2.8+1) = 116.84 мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл.2): a_w=125 мм.

2.3.2. Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля m_n=(0.01…0.02)•a_w.

m_n=(0.01…0.02)•125=1.25…2.5 мм.

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m_n=2 мм по табл.1, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи:

Z = = =122.25,

Полученное значение Z округляем до ближайшего целого числа Z =122 и определяем делительный угол наклона зуба по формуле:

= arccos =arccos =

Число зубьев шестерни:

Z₁= = =32,1.

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z₁=32.

Число зубьев колеса: Z₂= Z - Z₁=122-32=90.

Фактическое передаточное число: u_ф= = =2,813.

При u 4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5%.

u=100 =100 =0.46%<2.5%.

Если Z₁> 17, то принимают коэффициенты смещения x₁=0, x₂=0.

2.3.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле

b_w2= •a_w =0.4•125=50 мм.

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с.6: b_w2=50 мм. Ширину зубчатого венца шестерни b_w1 принимают на 2…5 мм больше чем b_w2. Примем b_w1=55 мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности d_j= ,

d₁= =65.574 мм, d₂= = 184.426 мм,

окружности вершин зубьев d_aj = d_j+2 m (1+x_j),

d_a1 =65.574 +2•2=69.574мм, d_a2 =184.426 +2•2=188.426мм,

окружности впадин зубьев d_fj = d_j-2 m (1.25- x_j),

d_f1 =65.574 -2•2•1.25=60.574мм, d_f2 =184.426 -2•2•1.25=179.426 мм,

2.3.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

V= = =2.48 м/с.

Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст=8 (табл.8), учитывая, что n_ст=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

2.4. Проверочный расчет передачи

2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев

Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу

= ,

где Z = 8400 для косозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки определим по формуле К_Н = K_Hα K_Hβ К_НV,

где K_Hα - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

K_Hβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

К_НV – динамический коэффициент.

Коэффициент K_Hα найдем по формуле: K_Hα =1+A•(n_ст-5)•К ,

где А=0.15 для косозубых передач, К - коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Если НВ₂ 350, то К равен:

К =0.002•НВ₂ + 0.036•(V-9) =0.002•177.5+0.036• (2.48 -9)= 0.1203.

Тогда K_Hα =1+0.15•(8-5)• 0.1203=1.054.

Коэффициент K_Hβ определим по формуле: K_Hβ = 1+ (K -1) К ,

где K - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Найдем коэффициент ширины венца по диаметру :

=0.5 (u + 1)=0.5•0.4• (2.8+1)=0.76.

По значению методом интерполяции определим K =1.05 по табл. 9, тогда

K_Hβ = 1+ (1.05-1) •0.1203=1.01,

Коэффициент К_НV=1.05 определим методом линейной интерполяции по табл.9.

Окончательно найдем К_Н и :

К_Н = 1.054•1.01•1.05=1,128,

= =332.606 МПа.

Поскольку < _HP, выполняем расчет недогрузки по контактным напряжениям

=100 =100 =11.13%<15%.

2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев

Для определения напряжения изгиба в зубе шестерни используем формулу:

.

Коэффициент формы зуба при x_j=0 равен:

Y_Fj=3.47+ , где Z_Vj= - эквивалентное число зубьев:

Z_V1= =34.375, Z_V2= =97.059,

Y_F1=3.47+ =3.854, Y_F2=3.47+ =3.606.

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность, для косозубых передач. Коэффициент нагрузки при изгибе определим по формуле:

K_F = K_Fα K_Fβ K_FV.

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

K_Fα =1+0.15•(n_ст-5), K_Fβ = 0.18+0.82 K , K_FV = 1+1.5•(K_HV-1) при НВ₂ <350.

В результате получим

K_Fα =1+0.15•(n_ст-5)=1+0.15• (8-5)=1.45,

K_Fβ = 0.18+0.82•1.05=1.025,

K_FV = 1+1.5•(1.048-1)= 1.074,

K_F =1.45•1.025•1.074=1.596.

Тогда =3.854•0.52• =48.2 МПа < .

Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

= =49.6МПа < .