Проверочный расчет передачи

 

Расчет на контактную усталость.

 

 

где Z_Н – коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - Z_Н = 1,75, [6];

Z_М = 275 · 10³ Па^1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

Z_Е - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - Z_Е = 0,8, [6];

К_Н = К_На К_{Н β} К_{Н V} – коэффициент нагрузки : К_На – коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К_{Н а} = 1,15; К_{Н β} = 1,046, см. разд.3.3.1, К_{Н V} – коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

 

; К _HV=1.02; К_Н=1,15∙1,046∙1,02=1,22.

 

Так как σ_Н = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σ_Н], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

 

,

 

где К_п=2,2, [σ_Н]_max – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

 

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,

где - Y _F - коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z _V , для косозубой передачи: , Y_Fш =3,92; ,Y_Fк = 3,6.

Y _E - коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y _E =1,0.

Y_β - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

К_F = К_Fа К _Fβ К_{F V}- коэффициент нагрузки: К_Fа – коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К_Fа =1,0, [6], табл. 1,8; К _Fβ –коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

 

Рис 3.2.

 

Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).

Межосевое расстояние

 

 

Принимаем а_w = 266 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

 

 

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: d _аш = d _ш + 2m_n = 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;

- диаметр впадин: d_ƒш= d _ш – 2,5m_n = 106,4 – 2,5 · 5= 93,9мм;

- ширина: b _ш = b _к + 5 мм = 120 + 5 = 125 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев: d _ак = d _к + 2m_n = 425,5 +2 · 5 = 696 мм ;

- диаметр впадин: d_ƒк = d _к – 2,5m_n = 425,5 – 2,5 · 5 = 413 мм;

распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ _ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К _Fβ = 1,09; К_{F V}- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при К_{F V} = 1,05; К_F = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

 

 

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

σ_{F ma х} = σ_F К_п ≤ [σ_F]_max΄

 

где К_п – коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - К_п =2,2.

σ_{F ma х ш}= 114 · 2,2 = 250,8 МПа ≤ [σ_F]_{max ш} = 304 МПа,

σ_{F ma х к} = 92 · 2,2 = 202,4 МПа ≤ [σ_F]_{max к} = 272 МПа.

Условия выполняются.

 

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

 

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила F_аш = F_ак = F _{t к} tgβ = 8651· tg 19,95 ⁰ = 3139 Н

 

Схема сил в зацеплении

Рис.3.3.

 

 

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

 

Кинематическая схема передачи

Рис.4.1.

Исходные данные.

 

Таблица 4.1.

Исходные данные для расчета передачи

параметры     № вала	N, кВт	ω, рад/с	M,Нм	ид34	идобщ
3	14,9	8,56	1740	4	47,68
4	14,3	2,14	6682