3. Геометричний розрахунок передачі

Приймаємо профіль зуба евольвентний, кут профілю вихідного контуру α=20º (СТ СЕВ 308-76), коефіцієнт зсуву вихідного профілю Х=0.

3.1. Визначаємо міжосьову відстань:

мм (3.1)

де К_а = 430 - узагальнений коефіцієнт;

Т₂ - обертальний момент на тихохідному валу, Нм;

К_Нβ= 1,4- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця;

ψ_ва = коефіцієнт ширини вінця колеса;

ψ_вd - коефіцієнт ширини колеса

Округлюємо а_W у більшу сторону до стандартного за СТ СЕВ 229-75 і приймаємо а_W = 125мм.

3.2. Визначаємо робочу ширину колеса і шестірні:

мм (3.2)

мм (3.3)

3.3. Орієнтовно визначаємо величину модуля:

(3.4)

Остаточно приймаємо значення mпoСТ СЕВ 310-76, але не менше ніж 1,5 мм. Приймаємо m = 2.

3.4. Мінімальний кут нахилу зубців для косозубих коліс

(3.5)

3.5. Визначаємо сумарне число зубців:

(3.6)

Отримане значення округляємо до цілого числаZ_Σ´ = 122

3.6. Уточнюємо кут нахилу зубців:

(3.7)

3.7. Знаходимо число зубців на шестірні та колесі:

(3.8)

(3.9)

3.8. Уточнюємо фактичне передаточне число:

(3.10)

Δu =

3.9. Визначаємо ділильні діаметри шестірні і колеса:

мм (3.11)

мм (3.12)

3.10. Визначаємо діаметри вершин зубців шестірні й колеса:

мм (3.13)

мм (3.14)

3.11. Визначаємо діаметри западин зубців шестірні й колеса:

мм (3.15)

мм (3.16)

3.12. Перевіряємо міжосьову відстань передачі:

мм (3.17)

3.13. Визначаємо окружну швидкість:

м/с (3.18)

3.14 Вибираємо ступінь точності виготовлення передачі:

Ступінь точності дорівнює 7.

4. Перевірочний розрахунок зубців передачі на міцність

Розрахунок передачі на міцність проводимо за ГОСТ 21354-75.

4.1. Перевірочний розрахунок зубців передачі на контактну витривалість:

МПа (4.1)

де Z_m - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу коліс;

Z_Н- коефіцієнт, що враховує форму коліс сполучених поверхонь зубців:

Z_H = 1,76∙ cosβ = 1,68 (4.2)

Z_ε - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній, для косозубої передачі:

(4.3)

де ε_α - коефіцієнт торцевого перекриття;

K_hv - коефіцієнт динамічного навантаження

К_нα - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубцями.

Отримані дійсні контактні напруження повинні бути менше припустимих напружень: σ_н [σ_н]

Це відповідає дійсності, так як 333,92МПа<454,5МПа.

4.2. Перевірочний розрахунок зубців передачі на згибну витривалість. Розрахунок за напруженнями згину робимо за формулами:

МПа (4.4)

МПа (4.5)

Умова міцності виконується.

4.3. Перевірка межі міцності зубців при перевантаженні

При дії короткочасних перевантажень зубці перевіряють на пластичну деформацію або крихкий злам від максимального навантаження. За умовами

завдання максимальне навантаження .

4.3.1. Розрахунок на контактну міцність за максимальним контактним напруженням.

Розрахунок виконуємо для колеса за формулою:

МПа (4.6)

де σ_Н - розрахункове контактне напруження, викликуване розрахунковим контактним моментом

[σ_Н]_max - допустиме максимальне контактне напруження.

При термооброблені нормалізація. поліпшення або об’ємне загартування,

[σ_Н]_max = 2,8 ∙σ_Т= 2,8 ∙ 490 = 1372 МПа (4.7)

де σ_Т= 490МПа - межа текучості матеріалу;

4.3.2. Розрахунок за максимальним напруженням на згин:

МПа (4.8)

де σ_F- менше зі значень напруження на згин.

[σ_F]_max - максимальне припустиме напруження на згин:

[σ_F]_max = 0,8 ∙σ_Т = 0,8 ∙ 490 = 392 МПа

Умови міцності в пунктах 4.3.1 та 4.3.2 виконуються.