3.1.4. Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр: мм

Ширина: мм

3.1.5. Модуль передачи.

Максимально допустимый модуль m_max, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:мм

Минимальное значение модуля m_min, мм, определяют из условия прочности:

мм, где

= 2,810³т. к. передача косозубая

= 248допускаемое напряжение на изгиб (меньшее)

T₁– вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Нм;

b₂= 80мм – ширина колеса;

 межосевое расстояние, в мм;

 коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

= 1,04коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику напряжения;

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

K_H⁰= 1,02

= 2коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями;

Полученный модуль округляют до стандартного m= 3 мм

3.1.6.Суммарное число зубьев наклона

Минимальный угол наклона шевронных колёс:

Суммарное число зубьев: зуб.

Действительное значение угла :

Число зубьев шестерни и колеса.

Шестерня:

, где

= 17

зуб.

Колесо:

z₂ =z_S–z₁ = 100

3.1.7. Фактическое передаточное число.

3.1.8. Диаметры колёс.

Делительные диаметры d:

шестерни мм

колеса внешнего зацепления мм

 число зубьев шестерни, зуб

 число зубьев колеса, зуб

 действительный угол наклона колёс,в

 межосевое расстояние, мм

Диаметры d_aиd_f окружностей вершин и впадин зубьев колёс внутреннего зацепления:

мм

мм

мм

мм

x₁иx₂коэффициенты смещения у шестерни и колеса,y= -(a_w-a)/m– коэффициент воспринимаемого смешения. Равны нулю т. к. число зубьев колёс больше минимального(17).

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

МПа

=8400для косозубых передач

3.1.9.Силы в зацеплении

Окружная: Н

Радиальная: Н

3.1.10 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

= 3,59коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведённого числаz_v =z/cos³= 150 зубьев и коэффициента смещения длявнешнего зацепления(табл.2.10., стр 24).

= 1-/100 = 0,74коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче;

= 0,65коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

 коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба;

F_t= 7477,1 – окружная сила;

b₂= 80мм – ширина колеса;

m– модуль;

МПа

в зубьях шестерни

МПа

= 3,66коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведённого числаz_v =z/cos³= 50 зубьев и коэффициента смещения длявнешнего зацепления(табл.2.10., стр 24).

Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки

K_пер=T_пик/T= 1,8/1 =1,8 ; где

Т = Т₁ =Т_max , Нм

Т_пик= 1,8

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя:

МПа

= 2,8_т = 5402,8 = 1512 МПа

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба не должно превышать допускаемое:

Шестерня:

МПа

= 285 МПанапряжение изгиба, вычисленное при расчётах на сопротивление усталости

МПа , где

= 1,75HB_ср =2851,75 = 498 МПапредел выносливости при изгибе;

=4

= 1,2коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

S_st= 2 – коэффициент запаса прочности

Колесо:

МПа

= 1,75HB_ср =2481,75 = 434 МПапредел выносливости при изгибе;

= 248 МПанапряжение изгиба, вычисленное при расчётах на сопротивление усталости

= 4

= 1,2коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

S_st= 2 – коэффициент запаса прочности