2.3. Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние передачи определяем из расчета на выносливость по контактным напряжениям:

где Т₁ – крутящий момент на шестерне, Т₁ = 166,4Н·м;

К_н – коэффициент контактной нагрузки, К_н = 1,2;

Ψ_ba – коэффициент ширины зубчатого венца, Ψ_ba = 0,4 из ряда по

ГОСТ 2185-66;

u – передаточное число, u = 1,55;

σ_НР – допускаемые контактные напряжения, σ_НР = 515,5 МПа.

Тогда:

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля:

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль =2

([1], табл. 5.1, с.11).

Суммарное число зубьев передачи:

= 15^о для прямозубых передач.

Определим делительный угол наклона зуба:

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число:

При u > 4,5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 4%.

Поскольку > 17, примем коэффициенты смещения x₁ = 0 и x₂ = 0.

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца:

где – коэффициент ширины зубчатого венца, = 0,4;

– межосевое расстояние, = 180 мм.

Примем = 66 мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колес.

Диаметры делительных окружностей для косозубых колес:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи:

Для полученной окружной скорости назначим степень точности передачи

n_ст = 8 ([1], табл. 8.1, с.14), учитывая, что для закрытых зубчатых передач n_ст = 9 применять не рекомендуется.

2.4. Проверочный расчет передачи

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни:

где – коэффициенты формы зуба;

– коэффициент формы зуба;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

– коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его

прочность.

Коэффициент формы зуба при

где:

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность:

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Коэффициент нагрузки при изгибе:

Для определения составляющих коэффициента используем следующие зависимости:

при НВ₂ < 350.

Для косозубых передач = 3.

В результате получим:

Тогда:

условие изгибной прочности выполняется.

Напряжения изгиба в зубьях колес:

условие изгибной прочности выполняется.

Силы в зацеплении

Окружная сила:

Распорная сила в косозубых передачах:

Осевая сила в косозубых передачах:

2.5. Расчет длины общей нормали

Постоянная хорда:

([5], с.407)

где угол зацепления,

модуль зацепления,

Тогда:

Высота до постоянной хорды:

([5], табл. 12)

Условное число зубьев

([5], табл. 13).

Тогда:

Часть длины общей нормали, определяемая целой частью величины , выраженная в долях модуля:

([5], табл. 14) при

([5], табл. 14) при

Часть длины общей нормали, определяемая дробной частью величины , выраженная в долях модуля:

Длина общей нормали: