2.3 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле

, (15)

где K_a – коэффициент для косозубой и шевронной передачи, K_a=43 , [1, с. 32], (Для прямозубых K_a=49,5);

U₁ – передаточное число редуктора, U₁=3,15, (ПЗ, задание);

М₂ – вращающий момент на ведомом валу, М₂=155,63 Н·м, (ПЗ, табл.1);

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки, [1, с.32, табл. 3.1];

[σ_H] – допускаемое контактное напряжение, [σ_H]=409,09MПа;

ψ_ba – коэффициент ширины венца, ψ_ba=0,4, (ПЗ, задание).

В первом ряду значений межосевых расстояний по ГОСТ 2185-66 выбираем ближайшее и принимаем а_ω=125 мм, [1, с. 36].

2.4 Определение модуля передачи

Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:

(16)

где а_ω – межосевое расстояние, а_ω=125мм, [1, с.36].

.

Принимаем по ГОСТу 9563-60, =2 мм, [1, с. 36]. (В силовых передачах ).

2.5 Определение угла наклона зубьев и суммарного числа зубьев

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=9⁰, (ПЗ, задание) и определяем суммарное число зубьев

, (17)

где – межосевое расстояние, =125 мм, (ПЗ, п.2.3);

– нормальный модуль зацепления, =2 мм, (ПЗ, п.2.4).

Z_∑ = =123,46.

Принимаем Z_∑=123.

2.6 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

, (18)

где U₁ – передаточное число редуктора, U₁=3,15, (ПЗ, задание);

Z_∑ – суммарное число зубьев, Z_∑= 123, (ПЗ, п.2.5).

Принимаем Z₁ = 30.

Определяем число зубьев колеса:

(19)

Z₂ = 123 – 30 = 93.

2.7 Уточнение передаточного числа и угла наклона зубьев

(20)

где Z₂ – число зубьев колеса, Z₂=93;

Z₁ – число зубьев шестерни, Z₁=30.

U_1ф = 3,1.

Определяем процент расхождения

(21)

Допускается расхождения.

Уточняем угол наклона зубьев:

, (22)

где m_n– модуль передачи, m_n=2 мм, (ПЗ, п.2.4);

а_ω – межосевое расстояние, а_ω=125 мм, (ПЗ, п.2.3).

cos β = =0,984.

Тогда β=10⁰26'.

2.8 Определение диаметров шестерни и колеса, и их ширины

Определяем делительный диаметр шестерни:

, (23)

где m_n – модуль передачи, m_n=2 мм, (ПЗ, п.2.4);

Z₁ – число зубьев шестерни, Z₁=30, (ПЗ, п.2.6);

– угол наклона зубьев, =10⁰26', (ПЗ, п.2.7).

Определяем делительный диаметр колеса:

, (24)

где Z₂ – число зубьев колеса, Z₂ =93.

Проверяем межосевое расстояние:

(25)

Определяем диаметры вершин зубьев:

, (26)

где m_n – модуль передачи, m_n=2 мм, (ПЗ, п.2.4).

d_a1=60,98 +2·2=64,98 мм;

d_a2=189,02 +2·2=193,02 мм.

Определяем диаметры впадин зубьев:

d_f = d - 2,5·m_n , (27)

где m_n – модуль передачи, m_n=2 мм, (ПЗ, п.2.4).

d_f1 =60,98-2,5·2=55,98 мм;

d_f2=189,02-2,5·2=184,02 мм.

Определяем ширину колеса:

, (28)

где – коэффициент ширины венца, =0,4, (ПЗ, задание);

а_ω– межосевое расстояние, а_ω=125 мм, (ПЗ, п.2.3).

b₂=0,4·125=50 мм.

Определяем ширину шестерни:

, ₍₂₉₎

b₁ = 50 + 5 = 55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(30)

_.