3.2.2 Выбор нормального модуля зацепления

При твердости зубьев менее НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда [1, с 53] в рекомендуемом интервале

В силовых передачах модуль должен быть более 1 мм. Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи m = 2 мм.

3.2.3 Расчет числа зубьев цилиндрических колес

Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют [1, с.99] по отношению:

Z_Σ΄ = 2α/m = 2·140/2 = 140.

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения

Z₁΄ = Z_Σ΄/(U+1) = 140/6 = 23,3.

Предварительное значение числа зубьев шестерни округляют до ближайшего целого значения

Z₁ = 23

Число зубьев колеса определяют как разность

Z₂ = Z_Σ – Z₁ = 140-23 = 117

3.2.4 Фактическое передаточное число соответствует

U_ф = Z₂/Z₁ = 117/23 = 5,08.

Отклонение фактического передаточного числа составляет

∆U=((U-U_ф)/U)·100% = ((5-5,08)/5)·100% =1,6 %.

Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4 %.

3.2.5 Проверка условия прочности по контактным напряжениям при переменном режиме нагружения

Условие прочности по контактным напряжениям при переменном нагружении имеет вид

где К_HV2 – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V₁ = V₂, рассчитываемой по зависимости

Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643–81. Так при окружной скорости до V₂ = 3,5 м/с – 8-я степень точности.

Значения коэффициента К_HV2=1,14

Действительное контактное напряжение по условию равно

Допускаемая перегрузка ( _Н2  [ _Н2]) – до 5%..

Фактическая перегрузка для рассматриваемого примера составит

,

что меньше 5 %, а значит допустимо.

3.2.6 Определение условия статической прочности по контактным напряжениям при кратковременных перегрузках

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид:

.

Для рассматриваемого примера расчета передачи

Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется.

3.2.7 Основные геометрические размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры шестерни и колеса составляют [1, с.108]:

d₁ = m·Z₁=2∙23=46 мм d₂ = m·Z₂ =2∙117= 234 мм

Делительные диаметры должны удовлетворять условию:

(d₁+d₂)/2 = α = 140 мм.

Диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса вычисляют по зависимости:

d_а1 = d₁+2m = 46 + 2  2 = 50 мм,

d_а2 = d₂+2m = 234+2 ∙ 2= 238 мм.

Рассчитываем диаметры окружности впадин зубьев:

d_f1 = d₁ - 2,5m = 46 - 2,5  2 = 41 мм

d_f2 = d₂ - 2,5m = 234 – 2,5 ∙ 2 = 229 мм.

3.2.8 Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Окружные силы определяют по зависимости

Радиальные силы определяют по зависимости

где  = 20⁰ – угол зацепления.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле

Таким образом, определены основные параметры цилиндрическою прямозубой передачи, рассчитаны геометрические размеры шестерни и колеса, вычислены усилия в зацеплении.