5.3 Определяем межосевое расстояние из условия контактной усталостной прочности:

где K_a – коэффициент: для косозубых передач K_a = 430;

U – передаточное число;

T₂ – вращающий момент на валу колеса, Н·м;

- коэффициент ширины зубчатого венца;

= в₂ /a_w , принимается в зависимости от расположения шестерни относительно опор (подшипников). При симметричном расположении

=0,4;

К_НВ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубчатых колес К_НВ = 1,0;

мм

Принимаем a_w=160мм ГОСТ 2185-66

5.4 Определяем модуль зубьев

m_n = (0,01…0,02)· a_w

m_n= 1,6…3,2

По ГОСТ 9563-60

m_n = 2

5. Определяем суммарное число зубьев

где β - угол наклона зубьев, β=16

=154

5.6 Определяем число зубьев шестерни

принимаем Z₁ = 26

7. Определяем число зубьев колеса

Z₂= Z_∑ -Z₁

Z₂=154-26=128

7. Определяем фактическое передаточное число

U_Ф = Z₁ /Z₂

U_Ф = 128/26=4,92

отклонение ∆= (U_р- U_Ф)·100 ٪/ U_Ф =1,6 ٪ ≤ 4 ٪

отклонение в пределах допустимого.

7. Определяем диаметр делительной окружности

d₁ = m_n · Z₁ /cosβ= 2·26/0.961 = 54.1 мм

принимаем d₁ = 54 мм

d₂ = m_n · Z₂/cosβ = 2·128/0,961 = 266,38 мм

принимаем d₂ = 266 мм

7. Определяем диаметр окружности вершин

d_a = d+2·m_n

для шестерни: d_{a 1} = d₁+2·m_n

d_a = 54+4= 58 мм

для колеса: d_a = d₂+2·m_n

d_a = 266 +4=270 мм

5.11 Определим диаметр окружности впадин зубьев

d_f = d- 2,5·m_n

для шестерни

d_{f 1} = d- 2,5·m_n

d_{f 1}= 54- 2,5·2 = 49 мм

для колеса

d_{f 2}= d- 2,5·m_n

d_{f 2} = 266- 2,5·2= 261 мм

2. Определим ширину зубчатого венца

для колеса

b₂ = ψ_ва · a_w =0.4·160=64 мм, принимаем 65 мм

для шестерни

b₁ = b₂ + 5 мм = 65 +5 = 70 мм

2. Определяем окружную скорость

u ₁ = w ₁ ·d₁ /2 = 100,48 · 54·10^-3 /2 = 2,7 м/с

2. Определяем силы в зацеплении

Рисунок 9: Схема сил, действующих в цилиндрической косозубой передаче

Окружные: F_{t 1} = F_{t 2} = 2·T₁ /d₁

F_{t 1} = 2·59,76/54·10^-3 = 2,213 · 10 ³ =2213 Н

радиальное

F_r1 = F_r2=F_t · tg _W

_W=20

F_r1 = F_r2= 2213-tg20=805,5 Н

2. Контактные напряжения ( проверочный расчет)

где K_a’ – коэффициент для косозубой передачи K_a’=376

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки м/д зубьями, для прямозубой передачи = 1,1

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1,0;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности передачи, по таблице 1.5 [2]

= 1.1;

МПа

сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым [ ]=418 МПа

определяем недогрузку

∆=( [ ] - )· 100 ٪/ [ ] = (418-361)100/418= 13,6 ≤ 15 ٪

недогруз не превышает допустимую.