Кинематический расчёт привода

3 Расчёт тихоходной  ступени

.

      Мощность  на ведомом валу (вал 3) Р₄ = 3,74 кВт и вращающий момент Т₄ = 3120 Н×м.

      Межосевое расстояние из условия  контактной выносливости активных поверхностей зубьев

а_W = к_а×(U+1)

,

где для косозубых  колёс к_а = 43.

а_W =43×(4+1) =311,63 мм.

      Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_W = 315 мм.

      Нормальный  модуль

т_п = (0,01 ¸ 0,02) а_W = (0,01 ¸ 0,02)×315 = 3,15 ¸ 6,3 мм.

     Принимаем по ГОСТ 9563 - ^* т_п = 3,5 мм.

      Принимаем предварительно угол наклона зубьев b = 10°

Число зубьев шестерни

Z₂ = » 35,4

Число зубьев колеса

Z₄= z₁ × U = 35· 4 = 140

      Уточняем значение угла наклона зубьев

cos b = = = 0,9722.

b =15,04⁰

Основные  размеры шестерни и колеса

      Диаметры  делительные:

d₁ = ×z₁ = ×35 =126мм;

d₂ = ×z₂ = ×140 =мм.

Проверка: а_W = = = 140.

      Диаметры  вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2т_п = 67,67 + 2 × 2 = 71,67 мм;

d_a2 = d₂ + 2т_п = 212,34 + 2 × 2 = 216,34 мм.

      Диаметры  впадин зубьев:

d_f1 = d₁ - 2т_п = 67,67 - 2 × 2 = 63,67 мм;

d_f2 = d₂ - 2т_п = 212,34 - 2 × 2 = 208,34 мм.

      Ширина  колеса

в₂ = y_ва × а_W = 0,63 × 140 = 88,2 мм, принимаем в₂=90мм.

Так как ступень разделина пополам то в₂’= = =45мм, каждая из половин ступени равна по 45мм.

      Ширина  шестерни

в₁ = в₂ + 5 = 90 + 5 = 95 мм.

Каждая  половина ступени разделеной пополам буди травна по 47,5мм.  

      Коэффициент ширины шестерни по диаметру

 y_вd = = = 1,4.

      Окружная  скорость колеса

V_К = = = 0,85 м /с.

      Степень точности передачи: для косозубых колёс при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

      Коэффициент нагрузки:

к_н = к_нb × к_нa × к_нV.

      По [1], таблица 3.5 при y_вd = 1,4, твёрдости НВ£350 и несимметричном расположении колёс коэффициент к_нb = 1,18.

      По [1], таблица 3.4 при  V = 0,85 м/с и 8-й степени точности коэффициент к_нa = 1,06.

      По [1], таблица 3.6 для  косозубых колёс  при скорости менее 5 м/с коэффициент  к_нV = 1,0.

      Тогда к_н = 1,18 × 1,06 × 1,0 = 1,25.

Проверка  контактных напряжений [1], стр. 294.

s_Н = = = 427 МПа.

s_Н £ [s_Н], 427 £ 475 – условие прочности выполнимо.

      Силы, действующие в  зацеплении:

- окружная 

F_t = = = 4609 Н;

- радиальная

F_R = F_t × = 4609 × = 1936 Н;

- осевая 

F_a = 0.

      Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

s_F =

£ [s_F].

Здесь коэффициент нагрузки К_F = K_Fb × K_FV.

     По [1], таблица 3.7 при y_вd = 1,4, твёрдости НВ £ 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор коэффициент K_Fb = 1,38.

      По [1], таблица 3.8 для  косозубых колёс 8-й  степени точности и скорости до 3 м/с  коэффициент K_FV = 1,1.

      Тогда К_F = 1,38 × 1,1 = 1,51.

      Коэффициент, учитывающий форму  зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев Z_V:

- у шестерни 

z_V1 = = =46;

- у колеса

z_V2 = = » 145.

Коэффициенты  Y_F1 = 3,66 и Y_F2 = 3,6 по [1], с. 42.

Определяем  коэффициенты Y_b и К_Fa

Y_b = 1 - = 1 - = 0,77,

К_Fa = = = 0,92,

где s_a = 1,5 – среднее значение коэффициента торцового перекрытия;

    п = 8 – степень точности.

      Допускаемые напряжения при проверке на изгиб

[s_F[ = 

.

По [1], таблица 3.9 для стали 40Х улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба  s⁰_{F lim b} = 1,8 НВ:

- для шестерни s⁰_{F lim b} = 1,8 × 270 = 486 МПа;

- для колеса s⁰_{F lim b} = 1,8 × 240 = 432 МПа.

      Коэффициент безопасности [S_F] = [S_F]' × [S_F]''

      По [1], таблица 3.9 [S_F]' = 1,75 для стали 40Х улучшенной; коэффициент

[S_F]'' = 1 для поковок и штамповок.

[S_F] = 1,75 × 1 = 1,75.

      Допускаемые напряжения:

- для шестерни

[s_F1] = = 278 МПа;

- для колеса

[s_F2] = = 247 МПа.

Проводим  проверку на изгиб:

- для шестерни

s_F1 = = = 95 МПа < 278 МПа;

- для колеса 

s_F2 = = = 98 МПа < 247 МПа. 

Таблица 3 – Основные параметры зубчатых колёс