Проектировочный расчет

1. Проектировочный расчет

Выбираем коэффициент ширины зуба  с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: = 0,315 [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; T₃ – вращающий момент на валу колеса (на 3-м валу), Нм; U₂ – передаточное отношение; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;  – коэффициент ширины зуба;  – допускаемое контактное напряжение, МПа.

Для косозубой передачи вспомогательный коэффициент  = 430 [т. 3.1].

= 1,11 – 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 и колеса из материала однородной структуры принимаем =1,2 и = 1,2 [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 (H_HB= 300).

 циклов (H_HB= 300).

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

;

.

Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения , МПа:

;

.

В качестве допускаемого контактного напряжения  для косозубой передачи при проектировочном расчете принимают условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле: = . При этом должно выполняться условие: < 1,23, где  – меньшее из значений  и . В противном случае принимают = . = = < 1,23*421,6 = 518,57
Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния: Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения [c.11]:  = 140 мм. Ориентировочно определяем значение модуля (мм) [ф. 3.19]:

 мм.

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль [c. 17]: m = 2 мм. Зададимся углом наклона  и определим суммарное z_C, число зубьев шестерни z₂ и колеса z₃ [ф. 3.20, ф. 3.21, ф. 3.22]: Тогда: ; округляем до целого: z₁ = 33. z₂ = z_С – z₁ = 138 – 33 = 105. 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:

b₁ = b₂ + (5...10) = 44,1 + (5...10) = 49,1…54,1 мм.

Полученные значение ширины округляем до нормальных линейных размеров: b₁ = 52 мм, b₂ = 44 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].

2. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев   2.1. Расчет контактных напряжений   где  = 270 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, для косозубых передач: ; ; . – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых передач:

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбирается по таблице в зависимости от окружной скорости и степени точности по нормам плавности [т. 4.5]:

 = 1,13.

 = 1,11; ;  = 140 мм (определено ранее).

Динамический коэффициент  определяется по таблице 5.1:

.

 условие выполнено.

Недогруз =  (в курсовом проектировании недогруз должен быть не более 20%).