Привод электродвигателя

[σ]Н1= 1∙580,9=580,9 Н/мм2;


для колеса:

[σ]Н2HL2∙[σ]Н02

[σ]Н2= 1∙514,3=514,3 Н/мм2.


Так как НВ1ср – НВ2ср =285,5 – 248,5 = 20…50 НВ, то косозубая передача рассчитывается на прочность по меньшему допускаемому контактному напряжению.


4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]F


Рассчитываем коэффициент долговечности КFL. Наработка за весь срок службы:

для колеса N2 = 10,72∙107 циклов;

для шестерни N1 =48,26∙107 циклов.


Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0 = 4∙106 для обоих колес.

Так как N1>NF01 и N2>NF02, то коэффициенты долговечности

КFL1 = 1 и КFL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба [3], соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни:

[σ]F01 = 294,07 Н/мм2 в предположении, что m<8 мм;


для колеса:

[σ]F02 = 1,03HВ2ср = 1,03∙248,5 =255,96 Н/мм2.


Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни:

[σ]F1 =294,07 Н/мм2;


для колеса:

[σ]F2 =255,96 Н/мм2.

Таблица 4


Составляем табличный ответ к задаче:

Элемент передачи

Марка стали

Термообработка

НВ1ср

[σ]Н

[σ]F

НВ2ср

Н/мм2

Шестерня

40Х

У

285,5

580,9

294,07

Колесо

40Х

У

248,5

514,3

255,96


4.4 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи


1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние аW, мм:

где Ка — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка = 43;

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его равным 0,30;

u - передаточное число редуктора;

Т2 - вращающий момент на тихоходом валу редуктора, Н/м;

[]Н - допускаемое контактное напряжение колеса с ме­нее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;

КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН = 1.

(мм)

aw=230 мм

2. Определяем модуль зацепления m, мм:

где Кm — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm = 5,8;

- делительный диаметр колеса, мм, d2=271,5 мм;

b2 = aaW - ширина венца колеса, мм, b2= 48 мм;

[]F —среднее допускаемое контактное напряжение , Н/мм2.

Таким образом, m = 2.16, округляя до стандартного значения, принимаем m=2,5(мм).


3. Определяем угол наклона зубьев min для косозубых передач:

,

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес:

5.Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

6.Определяем число зубьев шестерни:

.


7. Определяем число зубьев колеса:


z2 = zΣ – z1 =90 - 26=64 .


8. Определяем фактическое передаточное число uф:

.

и проверяем его отклонение от заданного:

9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

.


Геометрические параметры пере­дачи представлены в табл. 5.


Таблица 5

Геометрические параметры пере­дачи

Параметр

Шестерня косозубая

Колесо косозубое

Д

и

а

м

е

т

р

делительный

вершин зубьев

впадин зубьев

Ширина венца



.4.5. Проверочный расчет


1. Проверяем межосевое расстояние:

.

2.Проверяем контактные напряжения Н:


.


где К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376;


— окружная сила в зацеплении, Н;

КН - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Зависит от окружной скорости колес , и степени точности передачи, принимаем равной 8; КН=1,119 [1, с.62-63];

КН — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КН=1,01 [1, с.62].

Подставляя числовые данные получаем:



3.Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни F1 и колеса F2, Н/мм2:


где m - модуль зацепления, мм;

b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм;

Ft - окружная сила в зацеплении, Н;

KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес КF зависит от степени точности передачи. КF = 1,0.

КF — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес КF = 1;

КF — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи равный 1,04, [3];

YF1 и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

.

и колеса

YF1 = 3,88 и YF2 = 3,62;


— коэффициент, учитывающий наклон зуба;

[]F1 и []F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2.