Привод электродвигателя

[σ]_Н1= 1∙580,9=580,9 Н/мм²;

для колеса:

[σ]_Н2=К_HL2∙[σ]_Н02

[σ]_Н2= 1∙514,3=514,3 Н/мм².

Так как НВ_1ср – НВ_2ср =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 К_FL. 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, N_F0 = 4∙10⁶ для обоих колес.

Так как N₁>N_F01 и N₂>N_F02, то коэффициенты долговечности

К_FL1 = 1 и К_FL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба [3], соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни:

[σ]_F01 = 294,07 Н/мм² в предположении, что m<8 мм;

для колеса:

[σ]_F02 = 1,03HВ_2ср = 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 а_W, мм:

где К_а — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а = 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;

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

(мм)

a_w=230 мм

2. Определяем модуль зацепления m, мм:

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

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

b₂ = _aa_W - 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 = z_Σ – z₁ =90 - 26=64 .

8. Определяем фактическое передаточное число u_ф:

.

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;

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

К_Н — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Н=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;

F_t - окружная сила в зацеплении, Н;

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

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

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

Y_F1 и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

.

и колеса

Y_F1 = 3,88 и Y_F2 = 3,62;

— коэффициент, учитывающий наклон зуба;

[]_F1 и []_F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².