Расчет тихоходной зубчатой передачи

3. Расчет тихоходной зубчатой передачи

3.1 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние передачи, ф. (8.13 [2])

=0.85(4+1) =125

y_ba =0.4– коэффициент ширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].

Y_bd=0.5*y_ba (U+1)=0.5*0.4(4+1)=1– коэффициент ширины шестерни

K_Hb=1.08 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от Y_bd (рис.8.15, с.130 [2])

Определяем ширину колеса:

мм

Определяем модуль:

,

где Y_m=30 – коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [2])

По таблице 8.1 назначаем =1.5мм

Выбираем число зубьев в рекомендуемых пределах:

b=9^o

Определяем суммарное число зубьев:

Находим число зубьев:

Уточняем значения делительных диаметров:

=мм

=мм

Определяем диаметры вершин:

 мм

 мм

Определяем ширину шестерни:

 мм

3.2 Проверочный расчёт тихоходной ступени на усталость по контактным напряжениям (8.29,с.149,[2]):

,

где K_H=K_HVK_Hb - коэффициент нагрузки

K_Hb=1.03

K_HV – коэффициент динамической нагрузки

 м/c

Назначаем девятую степень точности. Принимаем K_HV=1,06 (табл.8.3,с.131, [2]).

-коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям (8.28,с.149,[2]):

,

где K_Ha=1.03 – в зависимости от v и 9-ой степени точности (табл.8.7, с.149, [2])

По формуле (8.25[2]):

=

-коэффициент торцового перекрытия.

 МПа

 мПа

Определяем недогрузку:

3.3 Проверочный расчёт тихоходной ступени по напряжениям изгиба

,

где Y_FS – коэффициент формы зуба

Z_Fb - коэффициент повышения прочности зуба

K_F – коэффициент неравномерности нагрузки

Для определения Y_FS определим  и :

По графику (рис.8.20, с.140, [2]) в зависимости от  и  находим  и : =3.8, =3.75

 МПа

МПа

Так как 65.8<95.5, то принимаем Y_F=3.75

Определяем Y_Fb (8.34,с.150,[1]):

,

где по таблице 8.7[2] K_Fa=1.35

Найдём K_F:

,

где K_Fb=1.3 (рис.8.15, с.130, [2])

K_FV=1.04 (табл.8.3, с.131, [2])

Находим окружное усилие:

 Н

Определяем напряжение:

 мПа

 мПа

Условие прочности выполняется.