0. 4.1.2 Проектный расчет цилиндрической косозубой передачи.

Определяем межосевое расстояние, мм:

(48)

где К_а – вспомогательный коэффициент.

К_а = 43 – для косозубых передач, [2, стр. 61]

Ψ_а = 0,28…0,36 – коэффициент ширины венца колеса; [2 , стр. 61]

u=u_ред = 4,0(п.2.2)

Т₂=307 Н*м (п. 2.2)

[σ]_H2 – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм²

[σ]_H2= 514,3 Н/мм² (п. 4.1)

К_Нβ =1 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, [2 , стр. 61]

Полученное значение межосевого расстояния округляем до стандартного значения по ГОСТ 2185-66: А_W =140мм. [2, стр. 326, ряд Ra20].

Определяем делительный диаметр колеса, мм:

(49)

Определяем ширину венца колеса, мм:

b₂ = Ψ_а* А_W =0,3*140=42 мм (50)

Определяем модуль зацепления, мм:

(51)

где Т₂ =307 Н*м (п. 2.2)

К_m = 5,8 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач [2 , стр. 61]

[σ]_F2 =255,95 Н/*мм²(п. 4.1)

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного по ГОСТ 9563-60. Принимаем m = 1,5 мм. [2, стр. 62]

Определяем угол наклона зубьев для косозубых и шевронных передач, град.:

(52)

где b₂ =42 мм;

m =1,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(53)

Уточняем действительную величину наклона зубьев, град:

(54)

Определяем число зубьев шестерни:

(55)

Определяем число зубьев колеса:

(56)

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

(57)

(58)

Определяем фактическое межосевое расстояние:

(59)

Основные геометрические параметры передачи, мм:

• делительный диаметр шестерни, мм:

(60)

• делительный диаметр колеса, мм:

• диаметр вершин шестерни, мм:

(61)

• диаметр вершин колеса, мм:

• диаметр впадин шестерни, мм:

(62)

• диаметр впадин колеса, мм:

Ширина венца колеса, мм: b₂=42 мм

Ширина венца шестерни, мм:

(63)

4.1.3 Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи

Проверяем межосевое расстояние, мм:

(64)

Определяем окружную силу в зацеплении, Н:

(65)

Определяем степень точности передачи в зависимости от окружной скорости колес, м/с:

(66)

где (п. 2.2)

Для не прямозубых передач степень точности передачи – 9 [2,таб. 4.2, стр. 64]

Определяем фактические контактные напряжения и сравниваем их с допустимыми контактными напряжениями, Н/мм²:

(67)

где К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376;

K_Hα= 1,1– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2, стр. 65, 66];

K_Hβ = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [2, стр. 65, 66];

K_Hυ = 1,05 – коэффициент динамической нагрузки; [2, стр. 65, 66]

Условие прочности выполняется.

Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса, Н/мм²:

(68)

где Y_F2 = 3,61 [2,таб. 4.4, стр. 67]

(69)

К_F=1; K_F=1; K_F=1,04

Условие прочности выполняется.

Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни, Н/мм²:

(70)

Условие прочности выполняется.