3.1.3 Определение коэффициента

Коэффициент определяется по графику рисунка 12.18 [2,с.183] в зависимости от и расположения колес передач относительно опор.

Коэффициент , где - начальный диаметр шестерни 3, согласно [2,с.186]

.

По кривой III в зависимости от по графику находим .

3.1.4 Определение межосевого расстояния

.

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 :

Получили = 122.28 согласно техническому заданию, принимаем = 120 мм.

3.1.5 Определение основных геометрических параметров зубчатой передачи 3-4

Модуль зацепления m_3-4 определяем по рекомендации [2,c.198].

Для закаленных зубчатых колес модуль принимают :

m_3-4=(0,0125…0,0315)а_w3-4=(0,0125…0,0315)*120=1.5…3.78.

В расчетах геометрии передач применяют стандартные значения модуля из ряда: 1,75;2;2,25; 2,5; 2,75; 3;3,5;4;4,5;5;5,5.

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).

Параметры подбираем:

cosβ_3-4= m_3-4(Z₃+Z₄)/(2a_w3-4), подбираем так, чтобы β_3-4=8⁰…20⁰.

Примем модуль зацепления =2 [2,c.159] , примем число зубьев шестерни минимальным Z₃=20, Z₄ = округляем, Z₄=93.

cosβ_3-4= 2*(20+93)/240=0.94; β=19.66734⁰.

Определим делительный диаметр шестерни и колеса по рекомендации [2,с.160]:

d=Zm/cosβ ;

d₃=Z₃m_3-4/cosβ_3-4=2*20/0.94=42.55 мм;

d₄=Z₄m_3-4/cosβ_3-4=2*93/0.94=197.87 мм.

Согласно рекомендации [2,с.160] полусумма диаметров делительных окружностей равна межосевому расстоянию:

a_w3-4=0,5(d₃+d₄)=0,5(42.55+197.87)=120 мм.

Межосевое расстояние a_w3-4=120мм, из этого следует, что диаметры делительных окружностей найдены верно.

3.2 Проверочный расчет на контактную прочность поверхности зубьев колес передач

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);

Z_έ3-4- 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;

[]_3-4- допускаемое контактное напряжение.

Определим коэффициент Z_H3-4:

где _tw=20/cos_3-4;

_tw- угол зацепления;

_tw=20/0,94=21.23892 ;

отсюда Z_H3-4=1.67.

Определим коэффициент Z_έ3-4:

где _- коэффициент торцевого перекрытия :

ε_α=[1.88-3.2(1/20+1/93)]0.94=1.58731;

Коэффициент К_Н3-4 определим из графика 12.17 [2,с.181], К_Н3-4= 1.05 в зависимости от =ω_III^.d₄/2=26,0627*0,19787/2=2.58 м/с. Коэффициент К_Н3-4 определим из таблицы 12.3 [2,с.182]: К_Н3-4=1.01. К_Н3-4=1.25. Допускаемое максимальное контактное напряжение зубьев:

[σ_Н]_max=2.8σ_т,

где σ_т колеса 1100 МПа (см. техническое задание):

[σ_Н]_max=3080 МПа;

σ_т шестерни 1400 МПа:

[σ_Н]_max=3920 МПа.

Найдем контактное напряжение:

.

Условие σ_Н  [σ_Н]_3-4 выполняется.