4.3. Определение коэффициента нагрузки

4.3.1. При расчете на контактную выносливость:

^кн ~ ^KHfi^KHo (см. разд. 2.5) В примере приведена полная методика выбора этих коэф­фициентов. При выполнении курсового проекта можно вос­пользоваться усредненными значениями К_н (см. разд. 3.1).

А"_яр— коэффициент концентрации нагрузки;

для неприрабатывающихся зубьев (Н> НВ350) K_Hft = K°_flp-

Задаваясь коэффициентом ширины = 0,4 (см. табл. 2.9) определяем параметр

и по табл. 2.7 находим Л° = 1,06.

К_Ни—-динамический коэффициент. Для его определения находим окружную скорость

Значение коэффициента С_и определяем по табл. 2.13; C_u= 1950.

960 / 588 , „ .

и- з— = 4,78 м/с

1950 V2³-0,4

По рекомендации табл. 2.14 назначаем 8 степень точности передачи. Тогда K_Hi. = 1,048.

При определении K_Hv применяем метод линейной интерпо­ляции. Поскольку при и = 6 м/с K_Hv = 1,03, а при о = 4 м/с К_Ии = 1,06, то при v = 4,78 м/с

6 — 4

Таким образом, К_н =1,06-1,048 = 1,11.

4.3.2. При расчете на выносливость при изгибе K_F = К^К^ (см. разд. 2.5).

Аналогично коэффициенту К_и можно воспользоваться ус­редненными значениями K_F (см. раздел 3.7)

—коэффициент концентрации нагрузки. Для неприраба-

тывающихся зубьев = КР^, по табл. 2.8 КР^ - 1,07. —динамический коэффициент; K_Fa = 1,042 (см. табл. 2.12).

Таким образом, K_F = 1,07-1,042 = 1,11.

4.4. Определение предварительного значения межосевого расстояния

К_На — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; К_На = 1,09 (см. табл. 3.1)

Тогда

1,09-1,11-588 0,4

= 103,69 мм ;

По табл. 3.2 принимаем a_w= 112 мм.

4.5. Определение рабочей ширины зубчатых колес

1. Рабочая ширина колеса Ъ_г =y/_baa_w =0,4-112 = 44,8мм; по ГОСТ 6636-69 принимаем Ъ₂ = 45 мм.

2. Ширина шестерни Ъ\ =Ь₂ + (2...4) = 45 + 3 = 48 мм; в со­ответствии с ГОСТ 6636-69 ^ = 48 мм.

4.6. Определение ориентировочного значения

модуля

Величину модуля можно определить по формуле

т = {0,01...0,02)a_w. Для a_v= 112 мм т = 1,12...2,24 мм. Принимаем т_п - 2 мм (см. табл. 3.3).

4.7. Определение угла наклона зуба

В - - arcsin^²- = arcsin—- = 10°14'25" ;

' mm i л т '

Ь₂ 45 cos/?_min =0,984071.

4.8. Суммарное число зубьев

О О 1 1 О

_{г \ = cos = — 0,984071 = 110,21;}

т. 2

принимаем z_r = 110. Тогда

г_гт. 110-2

cosfi = -^~^B- = ^-^ = 0,982143 : 2a_w 2-112

уЗ = 10°50'39'.

4.9. Определение числа зубьев зубчатых колес

1. Число зубьев шестерни

^г = —^7 = —~ = 36,67 ; принимаем z, = 36.

Xi "f* 1 Z "f* 1

2. Число зубьев колеса z₂ - z_s - z_; = 110 - 36 = 74.

4.10. Определение фактического значения передаточного числа

« = z/z_t = 74/36 = 2,056.

Ошибка S= ^{2,056 2}-100 = 2,8 (4 %. 2

4.11. Проверка зубьев на выносливость при изгибе

r₂-io³-^_ay_f2y>+i)^_r ,

&₂т„а_н,и

/If^ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями; K_Fe = 0,91 (см. табл. 3.5) У_п — коэффициент формы зуба.

Эквивалентное число зубьев колеса

_{г =} _3l_ ₌ _™_ _{= 7}77 "² cos^} в 0.982³ ' •

Тогда У_п = 3,601 (см. табл. 3.4)

У_р — коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

" 140 140 Напряжение в опасном сечении зуба колеса

₌ 588-Ю³.14^^^1^1-09225.3 _{= МПа} " 45-2-112-2

ст_f2 < И™ =314,3 МПа . Эквивалентное число зубьев шестерни

*_u=-V = -^y = 37,75 • cos³/? 0,982³

У„ = 3,72 (см. табл. 3.4)

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

°>i = °f2 — = 293,6 ■ = 303,3 МПа ■ ^{п F2}y_F2 3,601 мна ,

о_FX ( [o]_F\ =314,4 МПа.

4Л 2. Определение основных размеров зубчатого

зацепления

1. Диаметры делительных окружностей:

d_x = -^-z. = ²'³⁶ = 73,309 мм ■ ¹ cos/? ¹ 0,982143

d₂ =~^~z₂ =-llZi_ ₌ 150,691 мм cos/? 0,982143

Проверка: 2a _w = d_t+d₂ =73,309 + 150,691 = 224 мм . Равенство выполняется,

2. Диаметры окружностей вершин:

d_a{ = d_x + 2m„ = 73,309 + 2 ■ 2 = 77,309 мм ;

d_a2 = d₂ + 2т_п =150,691 -н 2 • 2 = 154,691 мм .

3. Диаметры окружностей впадин:

df_{ ~d_{ -2,5m„ =73,309-2,5-2 = 68,309 мм ; df₂ =(/₂-2,5т_д =150,691-2,5-2 = 145,691 мм.