3.1.4 Определение межосевого расстояния

Подставим в формулу для определения межосевого расстояния ранее найденные величины:

.

В инженерной практике полученное межосевое расстояние округляют до ближайшего стандартного большего значения. В данном случае, так как курсовой проект учебный, с целью увеличения вариантов таких округлений не делаем, а округляем до ближайшего числа оканчивающегося на 0 или 5: = 140мм.

3.1.5 Определение предварительных геометрических параметров зубчатой передачи 3-4

Модуль зацепления m_3-4 определяем по рекомендации [2,c.195].

Для закаленных зубчатых колес модуль принимают:

m_3-4=(0,0125…0,0315)а_w3-4=(0,0125…0,0315)∙160=2…5.04.

Модуль зацепления назначают из ряда дискретных значений [2, с. 195].

Проектируем зубчатую передачу без смещения исходных контуров колес, т.е. х₃=0, х₄=0.

a_w3-4=m_3-4(Z₃+Z₄)/(2cosβ_3-4),

где, Z₃ – число зубьев шестерни;

Z₄ – число зубьев колеса;

β_3-4 – угол наклона линии зуба колес передач 3 – 4.

Подбираем параметры так, чтобы β_3-4=8⁰…20⁰.

Примем модуль зацепления =2.5 [2,c.159] ,

;

Примем число зубьев шестерни Z₃=17,

Z₄ = принимаем Z₄=100

Таким образом, назначаем β_3-4 = 19,9°, Z₃ = 27, Z₄ = 100, m_3-4 = 3.

Определим U_3-4 фактическое:

.

Рассчитаем ошибку:

;

.

Межосевое расстояние a_w3-4=140 мм.

3.2 Проверочный расчет на контактную прочность поверхности зубьев колес передач 3-4

Для проверочного расчета на контактную прочность поверхности зубьев колес передач воспользуемся рекомендацией [2,с.185]:

,

где Z_H3-4-коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_М3-4 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев,

Z_М3-4=275(Н/мм) [2, с. 181];

Z_ε3-4 - коэффициент суммарной длинны контактных линий сопряженных зубьев;

К_Н3-4- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

К_Н3-4- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

К_Н3-4- коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении;

[]_3-4- допускаемое контактное напряжение.

Определим коэффициент Z_H3-4:

где _tw=20/cos_3-4;

_tw- угол зацепления;

_tw = 20/0,94 = 21,27;

отсюда

Определим коэффициент Z_ε3-4:

[2, с. 181]

где _- коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент К_Н3-4 определим из графика 12.17 [2,с.181],в зависимости от ,

К_Н3-4= 1.07.

Коэффициент К_Н3-4 определим из таблицы 12.3 [2,с.182]:

К_Н3-4=1.01.

К_Н3-4=1.175.

Найдем контактное напряжение:

Условие σ_Н  [σ_Н]_3-4 выполняется.

3.3 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев колес передачи 3-4 при перегрузках.

При действии на зубья кратковременных перегрузок требуется проверка рабочих поверхностей зубьев на контактную прочность по максимальному контактному напряжению.

Проверочный расчет ведем по зависимости 12.66 [2, с. 186]:

σ_Нmax=σ_Н3-4(T_max4/T₄)^1/2  [σ_Н]_max,

где σ_Нmax – максимальное расчетное напряжение при перегрузке зубьев максимальным моментом T_max

Допускаемое максимальное контактное напряжение зубьев:

[σ_Н]_max=2.8∙σ_т,

где σ_т – предел текучести материала зубьев при растяжении;

σ_т колеса 1100 МПа (см. техническое задание):

[σ_Н]_max=3080 МПа;

берем из табл. двигателей 24.9 [1, с. 417]:

= 2.2.

, значит при кратковременной перегрузке зубья по контактной выносливости вполне прочные.