2.1.2 Определение размеров венцов зубчатых колёс

Межосевое расстояние:

,

где К_а – коэффициент, равный для косозубого зацепления К_а = 410 ;

u – передаточное число; u=4,5;

[]_H – допускаемое расчетное контактное напряжение; []_H =536,4МПа;

_ва – коэффициент ширины зубчатого венца; для несимметричного

расположения колеса относительно опор принимаем _ва=0,5;

Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н·м; Т₂ =182,39Н·м;

К_Н – коэффициент нагрузки; К_НВ =1,2.

мм

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ 6636-99: мм

Нормальный модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563-80:

мм,

мм.

Принимаем угол наклона зубьев .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,

где - межосевое расстояние, =180мм ;

- угол наклона зубьев, ;

- нормальный модуль, =3мм.

; округлив до целого числа получили

119.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

;

22 , следовательно .

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

- делительные диаметры

;

мм;

мм;

Проверка:

;

мм;

- диаметры вершин зубьев:

;

мм;

;

мм;

- диаметры впадин зубьев:

;

мм;

;

мм;

- ширина зубчатого венца колеса:

;

мм;

- ширина зубчатого венца шестерни:

;

мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

;

Определим фактическое передаточное число:

;

.

Уточнение угла наклона зуба

;

;

8.

2.1.3 Проверочные расчёты передачи

Окружная скорость колёс и степень точности передачи:

, где

- угловая скорость шестерни;

- диаметр шестерни;

м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности передачи.

Коэффициент нагрузки:

.

Значения К_Н даны в [6,табл.3.5]: при _bd =1,4 и симметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_Н =1,12.

По [6,табл.3.4, с.32] К_Н =1,07.

По [6,табл.3.6, c.32] для косозубых колёс при V<5м/с имеем К_Н = =1,06.

Проверка контактных напряжений производится по формуле:

,где

=190 Мпа;

; ;

; 2.473;

окружная сила;

-диаметр шестерни;

[]_H – допускаемое расчетное контактное напряжение, []_H=472,7 МПа;

К_Н – коэффициент нагрузки,К_Н=1,27;

u – передаточное число, u=4,5;

– ширина зубчатого венца колеса, b=90 мм;

;

Оценка степени использования материала:

Недогрузка до 15% допустима.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

,где

Допускаемое расчетное контактное напряжение []_F=286МПа;

Коэффициент нагрузки:

.

По таблице [6, т.3.7] при

К_F=1,09, К_F=1,12, =1.

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F, зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v:

у шестерни: ; ;

у колеса: ; ;

При этом Y_FS1=4,04, Y_FS2 =3,602.

Определяем коэффициенты Y_ и :

; ;

; ;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия _=1,71 и 8-й степени точности.

Рассчитываем напряжения изгиба зубьев зубчатого колеса:

(267.64МПа);

Рассчитываем напряжения изгиба зубьев шестерни:

;

(267.64МПа); Циклическая прочность обеспечена.