2.2. Проектный расчет

Проводится с целью определения геометрических параметров зубчатых колес исходя из условия обеспечения их контактной прочности.

18. Крутящий момент на выходном валу Т₂;

Т₂ = Т₁∙U∙,

где Т₁ - крутящий момент на ведущем валу, Т₁ = Р₁ /₁

₁ - угловая скорость ведущего вала, ₁ =∙n₁/30

 - коэффициент полезного действия зубчатой цилиндрической передачи ( = 0,96 … 0,98).

19. Коэффициент ширины зубчатого венца _ba, относительно межосевого расстояния (по таблице 3).

20. Коэффициент ширины зубчатого венца _bd относительно диаметра d₁

21. Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость K_H определяется по рисунку 2.

22. Вспомогательный коэффициент К_a,

К_a = 490 МПа^1/3 для стальных прямозубых колёс;

К_а = 430 МПа^1/3 для стальных косозубых колёс.

23. Межосевое расстояние а_w

_;

Величину а_w округляют до стандартного значения по таблице 4. Следует предпочитать первый ряд.

24. Ширина зубчатого венца b_w1; b_w2 ,

_{bw2 = ba ∙ аw; bw1 = bw2 + 5мм.}

Величину b_w округляют до ближайшего нормального линейного размера по таблице 5.

25. Нормальный модуль зубьев m_n определяется по формуле:

m_n = (0,01…0,02) a_w

Величина m_n округляется до ближайшего стандартного значения (по таблице 6). Следует предпочитать первый ряд.

26. Угол наклона зубьев косозубых передач определяется по формуле

_,

где _ - коэффициент осевого перекрытия (1,1 ≤ _ ≤ 1,2) или по таблице 7.

27. Суммарное число зубьев Z_c

_.

28. Число зубьев ведущего колеса Z₁

_.

29. Число зубьев ведомого колеса Z₂

_.

30. Фактическое передаточное число U.

Фактическое передаточное число не должно отличаться от стандартного более чем на 2,5% при U  4,5 и на 4,0% при U > 4,5;

_.

31. Уточнённое значение угла наклона зубьев 

_.

32. Диаметр делительной окружности ведущего колеса d₁

_,

вычисляют с точностью до 0,001мм.

33. Диаметр делительной окружности ведомого колеса d₂

_,

вычисляют с точностью до 0,001мм.

34. Окружная скорость в зацеплении v

_м/с

35. Степень точности изготовления передачи определяется в соответствии с таблицей 8.

2.3. Проверочный расчет на контактную выносливость

Все виды повреждения поверхности зубьев связаны с контактными напряжениями и трением. Для расчета контактных напряжений используются зависимости, полученные Г. Герцем.

	усталостное выкрашивание	износ поверхности	задир поверхности
Задача Герца: контакт двух цилиндров	Повреждения поверхностей зубьев

36. Коэффициент, учитывающий механические свойства материала

зубчатых колёс Z_M

_,

где E_пр – приведённый модуль упругости. Для стали Е_пр = 2,1∙10⁵ МПа;

 - коэффициент Пуассона. Для стали  = 0,3.

37. Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей

зубьев Z_Н

_,

где α_w - угол зацепления. Для некоррегированных зубчатых колёс α_w = 20.

38. Коэффициент, учитывающий длину контактной линии Z_

_,

где _α – коэффициент торцового перекрытия;

39. Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила

.

_{Радиальная сила}

_{Осевая сила}

40. Коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость К_HV выбирается по таблице 9.

41. Удельная расчётная окружная сила _Ht

_.

42. Контактные напряжения при расчёте на выносливость _H

_{Желательно, чтобы отклонение контактных напряжений от предельно допустимых не превышало ±5%. При превышении более 20% рекомендуется увеличить ширину зубчатого венца или межосевое расстояние.}