Кинематический расчет привода (стр. 3 из 7)

Определяем допускаемые напряжения для шестерни

, МПа, по формуле [3.21]

МПа

Определяем допускаемые напряжения для зубчатого колеса

, МПа, по формуле [3.21]

МПа

3.19 Находим отношения согласно [5,c.295] по формуле

(3.23)

где Y_F1- коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни, Y_F1 = 3,75

[5, с.42];

Y_F2- коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса,

Y_F2 = 3,6 [5, с.42].

Находим отношения для шестерни по формуле [3.23]

Находим отношения для зубчатого колеса по формуле [3.23]

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

3.20 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба _F, МПа,согласно ГОСТ 21354-75 по формуле

(3.24)

где K_F - коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42] по формуле

K_F = K_F_K_Fv,(3.25)

где K_F- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине зуба, K_F= 1,12 [5, c.43];

K_Fv - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки,

K_Fv= 1,45 [5,с.43].

K_F = 1,12_1,45 =1,62

МПа

условие s_F < [s_F ]₂ выполнено.

4. Расчет цилиндрической шевронной передачи

Выбираем материалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение 220 HВ₁ , для зубчатого колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение 200 HВ₂

3.1 Предел контактной выносливости s_HlimbiМПа, определяем согласно [5, с.34] по формуле

s_Hlimbi= 2 HВ_i + 70, (3.1)

Предел контактной выносливости шестерни _Hlimb3, МПа, определяем по формуле [3.1]

s_Hlimb3= 2 220 + 70 = 510 МПа

Предел контактной выносливости для зубчатого колеса _Hlimb4, МПа, определяем по формуле [3.1]

s_Hlimb4= 2 200 + 70 = 470 МПа

3.2 Допускаемые контактные напряжения

, МПа, определяем согласно [5, c.33] по формуле

(3.2)

где K_HL- коэффициент долговечности определяем согласно [5, c.33] по формуле, K_HL1 = 1

[S_Н] - коэффициент безопасности, [S_Н] = 1,2 [5, с.33]

Допускаемые контактные напряжения для шестерни

, МПа, определяем по формуле [3.2]

МПа

Допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса

, МПа, определяем по формуле [3.2]

МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение [s_н], МПа, определяем согласно [5, c.35] по формуле

(3.6)

МПа

Проверяем выполнение условия согласно [5, c.35] по формуле

(3.7)

МПа

367,5 < 481,75 МПа - условие выполнено

3.3 Межосевое расстояние a_w, мм, из условия контактной выносливости зубьев определяем согласно [5, c.32] по формуле

(3.8)

где K_H-коэффициент, учитывающий неравномерность распределе-

ния нагрузки по ширине венца, K_Hb= 1,25 [5, с.32];

1y_ba- коэффициент, y_ba= 0,5 [5, с.32]

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

a_w= 180 мм

3.4 Нормальный модуль зацепления m_n,, мм, определяем согласно [5, c.36] по формуле

m_n= (0,01 ¸0,02) ×a_w ,(3.9)

m_n= (0,01 ¸0,02) ×180 = 1,8 ¸ 3,6 мм

принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 m_n= 2,0мм

3.5 Число зубьев шестерни z₃ определяем согласно [5, c.37] по формуле

(3.10)

где b - угол наклона зуба, предварительно принимаем b =35°

принимаем z₃ = 35

3.6 Число зубьев зубчатого колеса z₄ определяем по формуле

z₄ = z₃  u₃, (3.11)

z₄= 35  3,15 = 110

Уточняем значение угла наклона b согласно [5, c.37] по формуле

(3.12)

откуда находим значение b = 36°20¢

3.7 Делительные диаметры зубчатой передачи d_i, мм, определяем согласно [5, c.37] по формуле

(3.13)

Делительный диаметр шестерни d₃, мм, определяем по формуле [3.13]

мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d₄, мм, определяем по формуле [3.13]

мм

3.8 Межосевое расстояние a_w, мм, уточняем согласно [5, c.37] по формуле

(3.14)

мм

3.9 Диаметры вершин зубчатых колес d_ai, мм, определяем согласно [5, c.293] по формуле

d_ai = d_i + 2m_n, (3.15)

Диаметр вершин шестерни d_a3, мм, определяем по формуле [3.15]

d_a3 = 86,9 + 2  = 90,9 мм

Диаметр вершин зубчатого колеса d_a4, мм, определяем по формуле [3.15]

d_a4 = 273,1 + 2 × 2 = 277,1 мм

3.10 Ширину колеса b₄, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле

b₄ =y×a_w, (3.16)

b₄= 0,5 × 180 = 90 мм

3.11 Ширину шестерни b₃, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле

b₂= b₄ + 5, (3.17)

b₁= 90+ 5 = 95 мм

3.12 Коэффициент ширины шестерни по диаметру y_bd определяем согласно [5, c.33] по формуле

(3.18)

3.13 Окружную скорость колес v, м/с, определяем согласно [5, c.294] по формуле

(3.19)

м/с

При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.

3.14 Определяем коэффициент нагрузки K_Hсогласно [5, c.39] по формуле

K_H= K_Hb ×K_Hv ×K_Ha, (3.20)

где K_Hb- коэффициент, K_Hb= 1,12 [5, с.39];

K_Hv- коэффициент, K_Hv= 1 [5, с.40];

K_Ha- коэффициент, K_Ha= 1,06 [5, с.39]

K_H= 1,12×1 ×1,06 = 1,19

3.15 Проверку контактных напряжений s_Н, МПа, определяем согласно [5, c.31] по формуле

(3.21)

МПа

условие s_H< [s_H] выполнено

3.16 Окружную силу, действующую в зацеплении, F_t2, Н, определяем согласно [5, c.41] по формуле

(3.22)

Н

3.17 Радиальную силу, действующую в зацеплении, F_r2, Н, определяем согласно [3, c.152] по формуле

(3.23)

где a = 20° - угол зацепления

Н

3.18 Допускаемые напряжения определяем согласно [5, c.43] по формуле

3.19 Находим отношения согласно [5, c.295] по формуле