2.3. Проектный расчет передачи

2.3.1. Межосевое расстояние

a_w=K_a(u+1),

где K_a=410 для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем ψ_ba=0.4. На этапе проектного расчета задаемся значение коэффициента контактной нагрузкиK_H=1.2. Тогда

a_w= 160 мм,

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения, используя табличные данные: a_w= 160 мм

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m_n=(0.01…0.02) a_w=(0.01…0.02)125=1.25…2.5 мм

Из полученного диапазона выбираем стандартный модуль m_n=2 мм по табличным данным, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

Z=,

где β₁=0° для прямозубых передач, β₁=12° для косозубых передач и β₁=30° для шевронных передач.

Полученное значение Z^’_∑округлим до ближайшего целого числаZ_∑=155 и определим делительный угол наклона зуба

=arccos

Число зубьев шестерни

Z₁==31

Число зубьев колеса

Z₂= Z–Z₁=126

Фактическое передаточное число

u_ф = =4.065

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 3 %

при u5.

u = 100 =100=0.007 % < 3 %

Коэффициенты смещения шестерни и колеса примем x₁= 0, x₂= 0,

2.3.2. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.

Ширинaвенца колеса

b_w2==65

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда по табличным данным, т.е. b_w2=65.

Ширину венца шестерни b_w1примем на 5 мм больше чемb_w2:

b_w1=70

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

Диаметры делительных окружностей для косозубых колес :

d₁ =63.185 мм , d₂ =256.816 мм

Окружности вершин зубьев d_aj = d_j +2m(1+ x_j )

d_a1 = 67.185 мм

d_a2 = 260.816 мм

Окружности впадины зубьев d_fj = d_j -2m(1.25- x_j )

d_f1 = 58.185 мм

d_f1 = 251.816 мм

2.3.3. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V ==0.6 м/с

Степень точности передачи выбираем по табличным данным табл. 8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст= 9

2.4. Проверочный расчет передачи

2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

=,

где Z-коэффициент вида передачи, Z=8400 для косозубых передач

K_Н- коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_HαK_HβK_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hα =1+A (n_ст– 5)K_w,

где А = 0.15 для косозубых передач;

K_w- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036(V – 9) = 0.195

K_Hα =1.088

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hβ =1+ (K– 1)K_w,

где K- коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табличным данным в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5(u + 1)=0.5•0.4•(4 + 1) =1

K=1.045

K_Hβ =1 + (1.04 – 1) 0.389 =1.009

Динамический коэффициент определим по табличным данным.

K_НV= 1.02

Окончательно получим

K_H=1.118

Расчетные контактные напряжения

==670.9 МПа,

Рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет недогрузки выполним по формуле

=100=8,26 % ,

< 15 % .