Проектирование привода рабочей машины, страница 3

Из условия контактной прочности определяем межосевое расстояние передачи

 

где К_а - коэффициент межосевого расстояния, К_а = 495 МПа - для прямозубых колес;

ψ_ba - коэффициент ширины колесаb₂относительно межосевого расстояния a_ω;

К_Hβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии.

ψ_bd – допускаемое контактное напряжение передачи, МПа.

ψ_bd= ψ_ba(u + 1)/2=0,4∙(5+1)/2=1,2

тогда принимаем исходя из  [табл. 3.5] К_Hβ = 1,07

, мм.

Для прямозубых колес модуль зацепления рассчитываем по выражению

m= (0,01...0,02)а_w, мм,

m= (0,01...0,02)∙225=2,25…4,5;

Принимаем стандартный нормальный модуль m=3мм.

Определение числа  зубьев:

Суммарное число зубьев z_c определяем по формуле:

, где  – суммарное число зубьев,

Затем вычисляем число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂:

.

Уточняем передаточное отношение:

Таблица 2 - Основные параметры передач внешнего зацепления с цилиндрическими прямозубыми колесами.

Окружная скорость колес:

 м/с.

Проверяем расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи:

Расчет сил в зацеплении:

Окружные: 3777 Н;

 Н;

Радиальные: 1375 Н;

Осевое усилие:  ; 

Проверяем передачи по условию контактной прочности:

где  Z_H  =1,76   коэффициент,     учитывающий    форму   сопряженных        зубьев,

Z_M  - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес,    

Z_M = 275 МПа^1/2;

Z _ε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии для прямозубых колес

где -коэффициент торцевого перекрытия

где q_Ht - удельная расчетная окружная сила

 

где - коэффициент неравномерности распределения на грузки по длине зуба при изгибе,

 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями, для прямозубых передач ,

 - коэффициент динамической нагрузки, который зависит от твердости материала колес, их скорости т степени изготовления,

 МПа,

Перегрузка передачи по контактным напряжениям составляет величину:

100 %  = 10,3 %,

Это не выходит за пределы нормы- максимальная перегрузка не должна превышать 20%.

Вычисляем напряжения изгиба у ножки зуба:

Зубья шестерни и колеса буду иметь равную прочность на изгиб при следующем условии

Проверка зубьев на изгибную прочность:

 МПа, где Y_F  - коэффициент формы зуба, (для шестерни  для колеса      [табл. 3.11];

Y_β  - коэффициент, учитывающий наклон зубьев

где Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

q_Ft - удельная расчетная окружная сила

 

где - коэффициент неравномерности распределения на грузки по длине зуба при изгибе, принимаем его исходя из [табл. 3,9]

 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями, для прямозубых передач , принимаем его исходя из [табл. 3,9]

 - коэффициент динамической нагрузки, который зависит от твердости материала колес, их скорости т степени изготовления, принимаем его исходя из [табл. 3,10]

Таким образом, полученные в результате расчета изгибные напряжения значительно меньше допускаемых ( МПа МПа).