1.2.3 Расчет тихоходной передачи

Межосевое расстояние:

a_WT=k_*(U+1)* ³ k_H*T_2T/_*U²*[]²_H (31)

,где k_=4300 – коэффициент для косозубых колес

k_H=1,07

_=0,3

_dT=0,5*_(U+1)

_=0,5*0,3*(3+1)=0,6

a_TW=4300(3+1)* ³ 1,07*623/0,3*3²*(626*10⁶)²=0,147 [мм]

Округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75

a_WT=160 [мм]

Предварительные размеры колеса:

делительный диаметр:

d₂=2*a_WT*U/(U+1) (32)

d₂=2*0,160*3/(3+1)=240 [мм]

ширина:

b₂=_*a_WT/2 (33)

b₂=0,3*160/2=48 [мм]

Модуль передачи:

m=2*k_m*T_2T/d₂*b₂*[_F2] (34)

m=2*5,8*623/0,240*0,048*225,96*10⁶=0,0027 [мм]

округляем до стандартного m=3

Угол наклона и суммарное число зубьев.

Минимальный угол наклона зубьев:

_min=arcsin4*m/b₂ (35)

_min=arcsin4*3/48=14,47⁰

Суммарное число зубьев:

z_2*a_WT*cos_min/m (36)

z_2*160*cos14,47⁰/3=103,28=103

Действительное значение угла наклона:

=arccos z_*m/2*a_WT (37)

=arccos103*3/2*160=15,09⁰

Число зубьев шестерни и колеса:

z₁= z_/(U+1)=103/(3+1)=26 (38)

z₂= z_ -z₁=103-26=77 (39)

Фактическое передаточное число:

U_ф=z₂/z₁=77/26=3

Диаметры

шестерни:

d₁=z₁*m/cos=26*3/cos15,09⁰=80 [мм] (40)

колеса:

d₂=2*a_WT-d₁=2*160-80=240 [мм] (41)

Диаметры окружностей впадин и вершин:

шестерни:

d_a1=d₁+2m=80+2*3=86 [мм] (42)

d_f1= d₁-2,5m=80-2,5*3=72,5 [мм] (43)

колеса:

d_a2=d₂+2m=240+2*3=246 [мм]

d_f2= d₂-2,5m=240-2,5*3=232,5 [мм]

Силы в зацеплении:

окружная: F_t=2T_2T/d₂=2*623/0,240=5191,667 [H] (44)

радиальная: F_r=F_t*tg/cos=5191,667*tg20⁰/cos15,09⁰=1957,09 [H](45)

осевая: F_a=F_t*tg=5191,667*tg15,09⁰=1399,84 [H] (46)

Проверка зубьев колес по направлениям изгиба:

коэффициент _d=b₂/d₁=48/80=0,6 погрешность _d=1,67% - допустимо;

окружная скорость колеса:

V₂=0,5*₂*d₂=0,5*6,54*0,240=0,785 [м/с] (47)

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса шестерни:

_F2=K_F*Y_*K_F*K_FV*Y_F2*F_t/b₂*m (48)

, где K_F=1 при степени точности 9

Y_=1-/140=0,87

K_F=1,17 при _d=0,6

K_FV=1,2 при данной твердости

Y_F2=3,61 –коэффициент формы зуба при z_v=z₂/cos³=77/cos³15,09⁰=85,54

_F2=1*0,87*1,17*1,2*3,61*5191,667/0,048*0,003=158978318,33228=

=159 [МПа] < [_F2

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

_F1=_F2* Y_F1/ Y_F2=159*3,9/3,61=171,773 [МПа] < [_F1 (49)

Прочность на изгиб зубьев колес и шестерен обеспечена.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:

_н=376*10³ K_н* K_н* K_нv*(U+1)*F_t/U*b₂*d₁ (50)

_н=376*10³ 1,1*1,07*1,1*(3+1)*5191,667/0,048*0,08=620 [МПа] <[_н]