3.2. Определяем модуль зацепления m, мм:

m

где К_m = 5,8 – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач;

d₂ = - делительный диаметр колеса, мм;

d₂ = мм

b₂ = - ширина венца колеса, мм;

b₂ = 0,32 ∙ 92 = 29,4 мм Принимаем b₂ = 30 мм

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм².

m мм

Значение модуля m округляем до стандартного m = 1,5 мм.

3.3. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

= arcsin =

3.4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z

где Z₁ – число зубьев шестерни;

Z₂ – число зубьев колеса.

Z

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, Z = 120

3.5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

3.6. Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Z₁ = =

Значение Z₁ округляем до ближайшего целого наименьшего числа; Z₁ = 27

Z₂ = Z =120-27=93

3.7. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение от заданного u:

u_ф = =

u=

u = , что удовлетворяет требованию.

3.8. Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм Принимаем a_w = 92 мм

3.9. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм

3.9.1 Определяем основные геометрические параметры шестерни, мм:

а) делительный диаметр: d₁ = mz₁ /cos = 1,5 ∙ 27/ 0,9783 = 41,4 мм

б) диаметр вершин зубьев: dа₁ = d₁ + 2m = 41,4+ 2∙1,5 =44,4 мм

в) диаметр впадин зубьев: d_f1 = d₁ – 2,4 m =41,4– 2,4∙1,5 = 37,8 мм

г) ширина венца: b₁= b₂ + (2…4) мм; b₁= 30 + 2 = 32 мм

3.9.2. Определяем основные геометрические параметры колеса, мм:

а) делительный диаметр: d₂ = mz₂ /cos = 1, 5 ∙93 /0,9783 = 142,6 мм

б) диаметр вершин зубьев: dа₂ = d₂ + 2m= 142,6+ 2∙1,5 = 145,6 мм

в) диаметр впадин зубьев: d_f2 = d₂ – 2,4∙m =142,6– 2,4∙1,5 = 139 мм

г) ширина венца: b₂ = = 0,32 ∙ 92 = 29,4 мм. Принимаем b₂ = 30мм

4. Проверочный расчет зубчатой передачи

4.1. Проверяем межосевое расстояние:

a_w = = Принимаем а_w = 92 мм

4.2. Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес: D_заг

где и - предельные значения

Диаметр заготовки шестерни: D_заг = d_a + 6 мм = 44,4+ 6 = 50,4 мм

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:

S_заг = b + 4 мм = 30 + 4 =34 мм

D_заг = 50,4 ;

Условие пригодности заготовок колес соблюдается

4.3. Проверяем контактные напряжения Н/мм²:

где К – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376.

F_t – окружная сила в зацеплении, H:

F_t= = Н

К_нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи. Степень точности равна 8 [1,с. 64, табл. 4.2].

Определяем окружную скорость колес , м/с:

= = м/c

По полученным данным К_нα =1,07 [1,с. 66, рис.4.2];

К_нυ – коэффициент динамической нагрузки; К_нυ = 1,03 [1,с.64, табл. 4.3].

-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев =1

Н/мм²