Проектировочный расчет

1. Проектировочный расчет

Выбираем коэффициент ширины зуба  с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: = 0,4 [с. 7].

Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру  определяем по формуле [ф. 3.1]:

.

Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи [ф. 3.2]: , где «+» для внешнего зацепления, «–» для внутреннего зацепления;  – вспомогательный коэффициент; T₄ – вращающий момент на валу колеса (на 4-м валу), Нм; U – передаточное отношение; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;  – коэффициент шири­ны зуба;  – допускаемое контактное напряжение, МПа.

Для прямозубой передачи вспомогательный коэффициент  = 495 [т. 3.1].

= 1,125 – данный коэффициент принимают в зависимости от параметра , схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев [р. 3.1].

Допускаемые контактные  напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [ф. 3.3]:
, где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа; S_H – коэффициент запаса прочности; Z_N – коэффициент долговечности; Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхнос­тей зубьев; – коэффициент, учитывающий окружную скорость; Z_L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла; Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

= 0,9;

Тогда:

.

Коэффициенты запаса прочности: для шестерни - S_H3 = 1,2; для колеса - S_H4 = 1,1 [с. 9].

Предел контактной выносливости , МПа [т. 3.2]:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Суммарное число циклов перемены напряжений  при постоянной нагрузке определяется следующим образом [ф. 3.4]:

,

где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t – срок службы передачи, в часах.

Таким образом:

 циклов,

 циклов.

Базовое число циклов перемены напряжений  определим по графику, представленному на рис. 3.3

циклов (Н_HRC= 50 ≈ 480 HB).

 циклов (H_HB= 300).

Примечание: перевод твердости по HRC в HB по приложению 1.

Так как  определяем значение  по формуле [c. 10]:

;

.

Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения , МПа:

;

.

В качестве допускаемого контактного напряжения  для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают наименьшее допускаемое контактное напряжение: . Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния: =166,82 мм. Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения [c. 11]:  = 180 мм. Ориентировочно определяем значение модуля (мм) [ф. 3.19]:

 мм.

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль [c. 17]: m = 2,5 мм. Зададимся углом наклона  и определим суммарное z_C, число зубьев шестерни z₃ и колеса z₄ [ф. 3.20, ф. 3.21, ф. 3.22]:
Тогда: ; округляем до целого: z₃ = 41. z₄ = z_С – z₁ = 144 – 41 = 103. Действительное передаточное число и его погрешность определяется по формулам [ф. 3.23]:

.

Уточняем значение угла b по формуле [ф. 3.24]:

 тогда .

Основные размеры шестерни и колеса: Диаметры делительные шестерни и колеса определяются по формуле [ф. 3.25], мм: Проверим полученные диаметры по формуле [ф. 3.26]: , что совпадает с ранее найденным значением. Диаметры вершин зубьев определяются по формуле [ф. 3.27] с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм: , ; диаметры впадин [ф. 3.28], мм: , ; основные диамет­ры, мм:

,

,

где делительный угол профиля в торцовом се­чении:

.

Ширина колеса определяется по формуле [ф. 3.29]:

 мм.

Ширина шестерни определяется по формуле [ф. 3.30], мм:

b₃ = b₄ + (5...10) = 72 + (5...10) = 77…82 мм.

Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b₁ = 80 мм. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.31]:

 м/c..

По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.4].