Проектный расчёт

Определим межосевое расстояние:

где К_а – вспомогательный коэффициент; _a – коэффициент ширины венца колеса; K_H – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

a_w  43(2,34 + 1)(23510³1/(0,282,34²514,3²))^1/3 = 119,74 мм,

Полученое значение округляем до стандартного a_w = 120 мм.

Определим модуль зацепления:

где К_m – вспомогательный коэффициент; d₂ = 2a_wu/(u + 1) – делительный диаметр колеса, мм; b₂ = _aa_w – ширина венца колеса, мм.

m  25,823510³/(168,1434256,0) = 1,89 мм.

Полученное значения модуля округляем до стандартного m = 2 мм.

Минимальный угол наклона зубьев:

_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,52/34) = 12,03.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_ = 2a_wcos_min/m = 2120cos(12,03)/2 = 117,37.

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

 = arccos(z_m/(2a_w)) = arccos(1172/(2120)) = 12,85.

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_/(1 + u) = 117/(1 + 2,34) = 35,0.

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа z₁ = 35.

Число зубьев колеса:

z₂ = z_ – z₁ = 117 – 35 = 82.

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение:

u_ф = z₂/z₁ = 82/35 = 2,34;

(|2,34 – 2,34|/2,34)100% = 0,1 < 4 %.

Определим фактическое межосевое расстояние

a_w = (z₁ + z₂)m/(2cos) = (35 + 82)2/(2cos12,85) = 120,00 мм.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d₁ = mz₁/cos = 235/cos12,85 = 71,8 мм;

d₂ = mz₂/cos = 282/cos12,85 = 168,2 мм.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

d_a1 = d₁ + 2m = 71,8 + 22 = 75,8 мм;

d_a2 = d₂ + 2m = 168,2 + 22 = 172,2 мм.

Диаметры впадин зубьев:

d_f1 = d₁ – 2,4m = 71,8 – 2,42 = 67,0 мм;

d_f2 = d₂ – 2,4m = 168,2 – 2,42 = 163,4 мм.

Определим силы в зацеплении:

окружная F_t = 2T₂10³/d₂ = 223510³/168,2 = 2794 Н;

радиальная F_r = F_ttan20/cos = 27940,364/cos12,85 = 1043 Н;

осевая F_a = F_ttan = 2794tan12,85 = 637 Н.

Проверочный расчёт

Проверим условие пригодности заготовок колёс:

D_заг = d_a1 + 6 = 75,8 + 6 = 81,8 мм < D_пред;

S_заг = b₂ + 4 = 34 + 4 = 38 мм < S_пред.

Условия выполнены.

Проверим контактные напряжения

где К – вспомогательный коэффициент; К_Н – коэффициент распределения нагрузки; K_Н – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; К_Нv – коэффициент динамической нагрузки.

Окружная скорость колёс:

v = ₂d₂/(210³) = 10,5168,2/2000 = 0,88 м/с.

Степень точности передачи равна 9.

Расчётное контактное напряжение:

_Н = 376((2794(2,34 + 1)/(168,234))1,111,01) = 509,5 < 514,3 Н/мм².

Полученное значение меньше допустимого на 0,9%, условие выполнено.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

_F2 = Y_F2Y_F_tK_FK_FK_Fv/(b₂m) ≤ []_F2;

_F1 = _F2Y_F1/Y_F2 ≤ []_F1,

где K_F – коэффициент распределения нагрузки; K_F – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; K_Fv – коэффициент динамической нагрузки; Y_F – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса; Y_ = 1 – /140 = 0,91 – коэффициент наклона зуба.

_F2 = 3,60,912794111,04/(342) = 141,4 < 256,0 Н/мм²;

_F1 = 141,43,72/3,6 = 146,1 < 294,1 Н/мм².

Условия выполнены.