3. Определение геометрических параметров ступени

Р асположение зубчатых колес относительно опор – консольное, поэтому коэффициент ширины венца шестерни относительно межосевого расстояния согласно таблице 1П.11 приложения 1П принимаем следующим: .

Тогда коэффициент рабочей ширины венца шестерни относительно её делительного диаметра:

По таблице 1П.12 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 для кривой Iа в зависимости от принимаем коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий:

Определим межосевое расстояние ступени по формуле:

,мм

где - межосевое расстояние, мм

- вспомогательный коэффициент (для косозубой передачи =430);

u - передаточное число рассматриваемой передачи;

- вращающий момент на колесе рассматриваемой передачи.

По ряду Ra40 (таблица. 1П.13 приложение 1П) принимаем ближайшие стандартное значение аw=105 мм.

Принимаем нормальный модуль:

По таблице 1П.14 приложения 1П принимаем стандартное значение m_n=2

Ширина венца колеса:

Угол наклона зубьев в косозубой нераздвоенной передаче составляет . Коэффициент осевого перекрытия примем равным 1,2. Тогда угол наклона зубьев равен:

Число зубьев шестерни:

Принимаем Z₁=34

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число рассчитываемой ступени:

Уточняем окончательно угол наклона зубьев :

cos =

= 13,72913°

Так как > , то принимаем передачу без смещения.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

Проверка:

Диаметры окружностей вершин:

Диаметры окружностей впадин:

Ширина венца шестерни:

Уточним коэффициент :

2.2.4 Выбор материала зубчатых колёс и размеров заготовок

Диаметр заготовки шестерни:

Толщина заготовки диска колеса:

Толщина заготовки обода колеса:

Для варианта термообработки I выбираем сталь 45 для шестерни и колеса.

Так как Dзаг=Dпред=80мм и Sзаг<Sпред=50мм для шестерни, то сталь 45 можно взять.

Так как max(Dзаг, Sзаг)<Sпред=80 для колеса, то сталь 45 также можно взять.

Уточняем допускаемое напряжение [σH]:

[_H]=

Окружная скорость передачи в полюсе зацепления:

Принимаем 8-ю степень точности изготовления зубчатых колес.

Принимаем параметр шероховатости поверхности зубьев колёс R_a=1,6 мкм, тогда Z_R=0,95.

Так как V>5м/с, то Z_V=1.

Уточняем значения [σ_H], [_H]₁ , [_H]₂ :

2.2.5 Определение сил, действующих в косозубом зацеплении

Окружная сила F_t на колесе и шестерне:

Радиальная сила F_r на шестерне и колесе:

Осевая сила F_a на шестерне и колесе:

2.2.6 Определение коэффициента нагрузки kh

Коэффициент нагрузки при расчёте передачи на сопротивление контактной усталости:

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Так как окружная скорость и степень точности изготавливаемых колес равна 8, то принимаем

оставим прежним, так как при уточнении изменился мало

( =1,18).

;

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи (приняли по таблице 1П.17 приложения 1П);

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев (приняли по таблице 1П.18 приложения 1П);

Окончательно коэффициент нагрузки: