Прочностной и геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи, определение усилий действу (стр. 2 из 6)

N_FE2=N_FE1/U=

Так как полученные значения N_FE1,2> N_FO1,2, то принято

.

S_F для заготовок из проката принято равным 1,8.

3. Определение межосевого расстояния по критерию контактной выносливости:

(3)

Для стальных косозубых и шевронных колес

.

Коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния:

, назначается по таблице в зависимости от твердости рабочих поверхностей и расположения колес относительно опор, в пределах (0,315…05)1,35=0,42…0,67.

=0,5, так как HB₂<350.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, принимается в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения опор. При симметричном расположении колес относительно опор и твердости НВ1>350, HB2<350: =1,15. [табл.4.3,3]

Межосевое расстояние по формуле (3):

.

Принято из ряда стандартных значений по ГОСТ 2185-66:

125

4. Выбор нормального модуля:

Принят

- предварительно взятый угол наклона линии зуба на делительной окружности колеса равным 30^◦.

.

Принято по ГОСТ 9563-60 m_n=3 мм.

5. Определение числа зубьев шестерни и колеса:

72,16

;

6. Фактическое передаточное число и его погрешность:

.

< .

Выполнение условия

Уточнение делительного угла

7. Определение геометрических параметров передачи:

66 .

Проверка:

0,5(d₁+d₂)=a_w0,5(66+184))=.125

Диаметры окружностей вершин, мм:

,

где

- коэффициент высоты головки; для исходного контура по ГОСТ 13755-68 .

Х₁и Х₂ –коэффициенты смещения исходного контура шестерни и колеса, для шевронных колес Х₁= 0,3; Х₂ = - 0,3;

коэффициент суммы смещений: .

делительное межосевое расстояние: для данной передачи а=а_w = 160 мм,

68.6мм;

186.7мм.

Диаметры окружностей впадин, мм:

,

где

- коэффициент радиального зазора, для исходного контура по ГОСТ 13755-68 =0,25:

64.1мм,

187.4мм;

Высота зуба:

Расчет ширины колеса:

мм,

Принято по ГОСТ 6636-69

63мм.

Для компенсации неточностей установки колес в осевом направлении ширину венца шестерни b₁ принимают на 3…5 мм больше ширины колеса.

b₁=b₂+(3÷5)=63+5=66 мм

Учитывая заданное смещение получим:

Таблица №2

d, мм	66	184
da, мм	68.6	186.7
df, мм	64.1	187.4
h,мм	2.25

8.Окружная скорость передачи:

м/с.

Полученное значение окружной скорости соответствует средней точности передачи (8й).

9. Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила:

Радиальная сила:

3095Н;

Осевая сила:

3668

10. Проверка передачи на контактную выносливость:

(4)

K_H – коэффициент нагрузки.

.

- коэффициент учета неравномерности распределения нагрузки между зубьями. Значение для косозубых и шевронных передач = 1,12. рис.4.1 [3].

- коэффициент учета неравномерности распределения нагрузки по ширине венца от , HB и схемы расположения колес относительно опор. В данном случае =1,05.

=0,5 (u+1)=0,5∙0,5(5+1)=1,5

- коэффициент учета динамической нагрузки на контактную выносливость. При твердости зуба колеса <350 и окружной скорости равной 5 м/с при степени точности 8 равен 1,08.

.

- коэффициент, учитывающий физико-механические свойства. Для колес зубчатых передач с материалами сталь-сталь - .

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей.

.

- коэффициент, учитывающий перекрытие.

,

где

.

.

Расчетные контактные напряжения:

Перегрузка по контактному напряжению:

Проверка передачи изгибную прочность.

Y_F- коэффициент, учитывающий форму зуба находят по таблице

К_F –коэффициент нагрузки при расчете на изгиб.

Y_b -коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубой передачи:

Y_b=1-β/140=0,79, где β – угол наклона линии зуба.

Y_F2 находят по эквивалентному числу зубьев

.