3.1.ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости зубьев:  

где 

-вспомогательный  коэффициент, имеющий  размерность МПа;

- предаточное  число;

- крутящий момент  на валу  шестерни  при расчете на  контактную   выносливость, Н м

- допустимое контактное  напряжение, МПа.  Так как в зацеплений  участвуют шестерни  и зубчатое колесо, то необходимое  опрелделить соответствующей  им

=495 МПа для рпямозубой передачи;

=3,55- по данным расчета;

==60,89- по данным расчета.

                              
                                  

                              ;                           

В расчетную  формулу определения межосевого расстояния подставляется  меньшее из получаемых значений

гдеи пределы контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующих эквивалентному числу циклов перемены напряжений  МПа.

При выполнений проектировочного расчета предварительно принимается:

                                                                                    

где    -коэффициент учитывающий шерховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

         -коэффициент учитывающий  окружную скорость;

                                                                

          коэффициент учитывающий влияние смазки; 

           - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса; 

            - коэффициент безопасности;

Для зубчатых колес с однородной структурой материала            =1.1 

            ;                          

                   ;                        

где и     -пределы выносливости поверхности зубьев шестерни и колеса, соответствующему базовому числу циклов перемены напряжений, МПа при

    - Коэффициент долговечности;

               

                      ;                      

                                                  

                     ;                     

где и - твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.

     Стремясь получить сравнительно  небольшие размеры передачи и  не высокую ее стоимость, принимаем   для изготовления шестерни –  сталь 40 ХН с улучшением, при   этом =260, а для изготовлений зубчатого колеса –сталь 40ХС с улучшением, при =240

    При выборе материала и термообработки  необходимо выполнять условие: 
 
 

Тогда: 
 
 
 

                                                      ,                                     

где       - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

             -  эквивалентное число циклов перемены напряжения.

Определяется в зависимости о данных графика нагрузки.

                              

                                          При постоянном значении частоты вращения  зубчатых колес  

                                  

где  - частные значения нагрузок на шестерне или колесе, соответствующие i-тым участкам графика нагрузки, Н М;

    - наибольшее значение длительно действующих нагрузок на шестерни или колесе, Н м;

      -  частные значения длительности нагрузок на i-тых участках графика

нагрузки, час;

В соответствии с графиком нагрузки.

Для шестерни: 

60

Для колеса:

  

60 

При для непосредственной нагрузки принимаем  

Тогда: 
 
 
 

При этом

                             
 

                       =550/1.1

В расчетную формулу межосевого расстояния подставляем МПа

     Для зубчаты колес  из улучшенной  к нормальной стали при несимметричном расположений зубчатых колес относительно опор для зубчатых колес с закаленной сталью

При симметричном расположений зубчаты колес относительно опор              для подвижных зубчатых колес на валах коробок скоростей                       

 . В редукторах для каждой последующей степени увеличивают на  20%.....30%.

Принимаем для одноступенчатого редуктора симметричное расположение зубчатых колес относительно опор.

Тогда

 

 зависит от расположения зубчатых колес относительно опор, твердости зубьев и величины  

= отношение ширины зубчатого венца к начальному диаметру шестерни.

Но

При =0.6 и симметричном расположений зубчатых колес принимаем =1.05

Тогда  

Принимаем  

Определение модуля зацепления 
 

По ГОСТ 9563-60 принимаем  

Суммарное число  зубьев.

                                                                                         

Число зубьев шестерни и колеса.

             

                                                                                            

Округляем   

                                                                                                  

Делительные диаметры шестерни и колеса 
 

Ширина зубчатых колес .

Ширина  венца колеса: 

Ширина  венца шестерни:

  мм

Диаметры вершин зубьев.

=62+22=66мм

=218+4=222мм

Диаметры впадин зубьев. 
 

Фактическое межосевое  расстояние.

   

 Окружная  скорость и степень точности  передачи.

 
                                           

По таблице  принимаем  9-ю степень точности. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3.2.Проверочный расчет

Определение контактны напряжений, действующих  в зацеплений.

Условие прочности при контактной выносливости. 
 
 

-коэффициент, учитывающий  форму сопряженных поверхностей  в полосе зацепления;

- коэффициент, учитывающий   механические свойства сопряженных материалов поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий  суммарную длину контактных линий 

-удельная  расчетная окружная  сила, Н/мм.

Принимаем

=1.76

=275 

Для прямозубой передачи: 

где -коэффициент торцевого перекрытия. 

Для прямозубой передачи =1.74

Тогда: 
 
 

где  -исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную выносливость, Н

-коэффициент,  учитывающий распределения нагрузки  между зубьями.

-коэффициент,  учитывающий динамическую  нагрузки, возникающую  в зацеплений;  

==1964 H

=1 – для прямозубой  передачи; 

  – ранее принято;

,                                                                     

где - динамическая добавка. 

где - удельная окружная динамическая сила Н/мм.

где _{-коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификаций профиля головки зуба;}

-коэффициент  учитывающий влияние  разности шагов  зацепления зубьев  шестерни и колеса.

При  для прямых зубьев шестерни  _=0.006 и 9-й степени точности =73

Ранее принято , u=3,55 
 
 
 
 
 

Условие прочности выполнено.

Расчет  зубьев на выносливость при изгибе.

Условие прочности: 

где    -напряжение при изгибе, МПа;

         -Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

         m- модуль зацепления, мм;

Принимаем   =3.79 ,=3.60

Для прямозубой передачи   

где -исходная окружная  расчетная сила при расчете на изгиб, Н.

Предварительно  полагаем, что в зацеплении  находится  одна пара зубьев  и  принимаем  для прямозубой  передачи =1.

При и при симметричном расположений зубчатых колес  относительно опор  принимаем =1.06