4.3 Определение геометрических параметров зубчатого зацепления

Начальный диаметр колеса:

Ориентировочное значение межосевого расстояния при внешнем зацеплении:

Модуль для шевронных колёс принимают в зависимости от межосевого расстояния с.36[1]

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 9563 (таблице 3.5[1]). Принимаем

Предварительно принимаем угол наклона линии зубьев для шевронных. Определяем число зубьев по формуле с.37 [1]:

Уточняем передаточное число

Отклонение от требуемого значения не должно превышать 5 %.

Угол наклона линии зубьев β уточняется по формуле с.37 [1]:

Уточняем диаметр начальной окружности шестерни и колеса с.37[1]:

Уточняем межосевое расстояние:

Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса:

Определяем окружную скорость:

ω₁- угловая скорость на валу шестерни, определяется из кинематического расчёта.

Определяется степень точности передачи в зависимости от окружной скорости, условий её работы в соответствии с таблице 3.6.[1]. Принимаем 8( средней точности). Характеристика передачи - общего применения.

4.4Проверочный расчет зубчатых передач на контактную выносливость

Расчётные контактные напряжения в полюсе зацепления для косозубых передач определяют по формуле с.38 [1]:

(4.2)

где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев (принимаем Z_H=1,57); Z_м – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряга-емых зубчатых колёс (принимаем Z_м=275); Z_e – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (принимаем Z_e=0,8); w_Ht – удельная расчётная окружная сила, Н/мм; U – передаточное число зубчатой передачи; d_w1 – уточнённый диаметр делительной окружности шестерни, мм

Удельную расчётную окружную силу определяют по формуле c.39 [1]:

(4.3)

где T₁ – крутящий момент на валу шестерни (T₁=31.53 Нм); K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (принимаем K_H=1,09); K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (принимаем K_H=1,09); K_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, определяется по таблице 3.7[1] (принимаем K_HV=1); b₂ – рабочая ширина венца колеса, мм; d_w1 – уточнённый диаметр делительной окружности шестерни, мм.

Подставляя численные значения в формулу (4.3), получаем:

Подставляя численные значения в формулу (4.2), получаем:

Полученное выражение должно удовлетворять условию:

Условие выполняется.

4.5 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчётные напряжения изгиба зубьев определяют по формуле с.40 [1]:

(4.4)

где – крутящий момент на валу шестерни, который берется из таблицы 1:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Расчет зубчатых колес первоначально производят, предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев ; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по ширине венца , принимается по монограммам в зависимости от твёрдости материала колёс (рисунок 3.2[1]), принимаем – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении, определяется по таблице 3.7[1], принимаем ;

– коэффициент, учитывающий форму зуба, определяется по графику (рисунок 3.3[1]), принимаем ; – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимаем ; – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубых колёс ;

Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим напряжение изгиба зубьев по формуле (4.4)

Условия прочности выполняются.