Материал: Poyasnitelnaya_zapiska_1

где N_HO4=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₄ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

(4.4)

где ω₄- угловая скорость тихоходного вала,

L_h=49000 ч. – срок службы привода;

Т.к., то принимаем K_HL4 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO3 и N_HO4

(4.5)

(4.6)

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

(4.7)

(4.8)

Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть .

=0,32;

- допускаемое контактное напряжение колеса,;

- коэффициент, учитывающий распределению нагрузки по ширине венца; .

Полученное значение внешнего делительного диаметра округляем до ближайшего по стандартному ряду до = 180 мм.

Определяем модуль зацепления

(4.16)

где - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи [4];

d₄- делительный диаметр колеса.

(4.17)

b₄- ширина венца колеса;

(4.18)

- допускаемое напряжение изгиба;

Полученное значение модуля округляем до стандартного, получаем m =11,00 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

(4.19)

;

Полученное значение округляем до целого числа и берём

Определяем число зубьев шестерни

; (4.20)

=7,95.

Округляем полученное значение до целого, получаем .

Определяем число зубьев колеса

(4.21)

.

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение от заданного

(4.22)

(4.23)

Определяем фактическое межосевое расстояние

(4.24)

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для шестерни и колеса:

- делительный диаметр шестерни и колеса

(4.25)

(4.26)

- диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

(4.27)

(4.28)

- диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

(4.29)

(4.30)

- ширина венца шестерни и колеса

(4.31)

(4.32)

Округляем значения ширины венца колеса до ближайшего по стандартному ряду, принимаем b₃ = 60 мм и b₄ = 58 мм

4.4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проверяем межосевое расстояние

(4.33)

Проверяем пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс

(4.34)

(4.35)

Диаметр заготовки шестерни

(4.36)

Толщина диска колеса

(4.37)

Проверяем условия пригодности (4.35) и (4.36)

116,0<125 мм;

62< 80 мм.

Условия прочности выполняются.

Проверяем контактные напряжения

(4.38)

где К = 436 – вспомогательный коэффициент для прямозубых колес [4];

- окружная сила в зацеплении;

(4.39)

- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, в зависимости от окружной скорости и точности передачи [4];

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи [4];

- окружная скорость колёс

(4.40)

Принимаем степень точности 9, следовательно, по таблице 4.3 [4]

Подставляя полученные значения в формулу (5.39), получаем

,

(4.41)

.

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса

(4.42)

где = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [4];

– коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба [4];

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, по таблице 4.3 [4];

Y_F3, Y_F4 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, принимаем Y_F4 = 3,9 и Y_F3 = 4,3;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба;

- допускаемые напряжения изгиба и шестерни;

Допускается недогрузка по напряжениям изгиба.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни

(4.43)