4. Определение предельно допускаемых напряжений

При кратковременных перегрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям:

[]_Нпр=2080МПа

[]_Fпр=522МПа

4. Определение межосевого расстояния

Определение межосевого расстояния выполняется по формуле:

А - численный коэффициент, А=270 для шевронных передач;

U – передаточное число, U=i_зп=4;

T₂ – вращающий момент на валу колеса, Т₂=453000 (Н^.мм);

_ba – коэффициент ширины зубчатого венца, по ГОСТ 2185-66 _ba=0,8;

k_H – коэффициент нагрузки,

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; для непрямозубых передач 1,0…1,15, примем =1,1

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; для симметричного расположения колес 1,0…1,15 , примем =1,15, [4]

- коэффициент динамичности нагрузки, 1,0…1,1, примем =1,05.

По имеющимся значениям вычисляем:

a_w>88,25 мм.

Вычислив значение a_w , примем ближайшее стандартное по ГОСТ 2185-66 (мм) : a_w=90.

4. Выбор модуля зацепления

m=0,024a_w;

m=2,16;

Принимаем ближайшее стандартное значение, соответствующее ГОСТ 9563-80*: mn=2,5 мм;

4. Определение суммарного числа зубьев

Для шевронных передач:

Z_=Z₁+Z₂=2a_{w ·}cosβ/mn;

где β=25…40º, примем β=30º:

Z_=2^.90·cos30º/2,5=69;

4. Определение чисел зубьев шестерни и колеса

Z₁=Z_/(U+1)=69/5=14;

_{Z2=Z -Z1=69 -14=55;}

_{Таким образом, число зубьев шестерни 14, число зубьев колеса 55}

Уточним передаточное число: U=Z₂/Z₁=55/14=3,92;

Расхождение – 1,7%, не превышает 2,5%;

2.9. Проверка межосевого расстояния

Для шевронных колес:

_{aw=0,5(Z1+Z2)mn/cosβ=89,63 мм;}

_{Устраним расхождение изменением угла наклона зубьев:}

_{cosβ=0,5(Z1+Z2)mn/aw=0,8625;}

_{β=29º51’00’’;}

Проверим расчеты, определив:

d₁=Z₁mn/cosβ=36,52 мм;

d₂=Z₂mn/cosβ=143,48 мм;

da1=d1+2mn=41,52 мм;

da2=d2+2mn=148,48 мм;

df1=d1-2,5mn=25,87 мм;

df2=d2-2,5mn=118,12 мм;

_Тогда:

a_w=0,5(d₁+d₂)=0,5 ^.180=90 мм;

Условие выполняется.

10. Проверка значения yba

В пункте 2.5. мы приняли по ГОСТ 2185-66* _ba=0,8;

Найдем ширину зубчатого венца колеса b₂ и шестерни b₁:

_{b2=baaw=0,8} ^._{90=72 мм;}

_{b1=b2+(5…10) мм=80 мм;}

2.11. Определение окружной скорости в зацеплении

V=d₁n₁/60 ^.1000=2,78м/c;

2.12. Назначение степени точности передачи

Степень точности передачи принимаем равной 8.

2.13. Уточнение коэффициента нагрузки

k_н= k_н ^. k_н ^. k_нv; [3]

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

- коэффициент динамичности нагрузки;

По таблице 6 [3] определяем k_н=1,09;

По таблице 7 [3] определяем k_н=1,21;

По таблице 8 [3] определяем k_нv=1,1;

k_н= k_н ^.k_н ^. k_нv=1,09 ^.1,21 ^.1,1=1,45;