5.2 Проектный расчет

5.5 Определяем главный параметр – межосевое расстояние а_w, мм:

(5.13)

где К_а = 49,5 – вспомогательный коэффициент;

= 0,25 – коэффициент ширины венца колеса;

Т₂ = 264,12 Н∙м вращающий момент на приводном валу рабочей машины;

=464,8 Н/мм² – допустимое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом (см. табл. 5.1);

К_Нβ = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

и = 3 - передаточное число открытой передачи.

Подставив данные, находим:

мм.

Полученное значение межосевого расстояния а_w =161,6 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров а_w = 160мм [7, табл. 13.15, стр. 326].

5.6 Определяем модуль зацепления т, мм:

, (5.14)

где К_т = 6,8 – вспомогательный коэффициент;

мм – делительный диаметр колеса;

мм – ширина венца колеса;

=170,7 Н/мм2 – допустимое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом (см. табл. 5.1);

Подставив данные, находим:

мм.

В открытых передачах расчетное значение модуля т увеличиваем на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.

т = 2,2·1,3=2,86

Полученное значение модуля т = 2,86 мм, округляем в большую сторону до стандартного значения из ряда чисел т = 3 мм [7, стр. 62].

5.7 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(5.15)

где т = 3 мм – модуль зацепления;

а_w =160 мм – межосевое расстояние;

Подставив данные, находим:

зубьев.

5.8 Определяем число зубьев шестерни:

зуба. (5.16)

5.9 Определяем число зубьев колеса:

зубьев. (5.17)

5.10 Определяем фактическое передаточное число и_ф и проверяем его отклонение от заданного и:

; (5.18)

. (5.19)

Подставив данные, находим:

- условие выполняется.

5.11 Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм. (5.20)

5.12 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:

а) Диаметр делительный:

шестерни: мм; (5.21)

колеса: мм; (5.22)

б) Диаметр вершин зубьев:

шестерни: мм; (5.23)

колеса: мм; (5.24)

в) Диаметр впадин зубьев:

шестерни: мм; (5.25)

колеса: мм; (5.26)

г) Ширина венца:

колеса: мм; (5.27)

шестерни: мм. (5.28)

Значение ширины зубчатых венцов округляем до целого числа из ряда нормальных линейных размеров [7, табл. 13.15, стр. 326]: мм, мм.

5.3 Проверочный расчет

5.13 Проверяем межосевое расстояние:

мм; (5.29)

5.14 Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес: D_заг D_пред; S_заг S_пред.

Размер заготовки шестерни: D_заг= мм; (5.30)

Размер заготовки колеса: S_заг= мм. (5.31)

Так как : D_заг D_пред (90 125) и S_заг S_пред (44 200), то заготовки колес являются пригодными.

5.15 Проверяем контактные напряжения , Н/мм²:

, (5.32)

где К = 436 – вспомогательный коэффициент;

Н – окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес - =1.

Окружную скорость колес определяем по формуле:

м/с. (5.33)

= 1,05 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [7, табл. 4.3, стр. 65];

Значения Т₂, Н∙м; , Н/мм²; К_Нβ; d₂, мм; b₂ мм; и_ф см. пп. 1, 8, 10;

- угловая скорость открытой передачи 1/с (см.табл.2.3).

Подставив данные, находим:

Н/мм².

Так как , то определяем недогрузку передачи:

(5.34)

5.16 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и

колеса Н/мм²:

; (5.35)

, (5.36)

Где т = 3 мм – модуль зацепления;

b₂ =40 мм – ширина зубчатого венца колеса;

Н – окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес - =1

К_Fβ = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

= 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [7, табл. 4.3, стр. 64];

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяем по табл. 4.4 [7, стр. 67] в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса : Y_F1 = 3,88 и Y_F2 = 3,61

- коэффициент учитывающий наклон зуба для прямозубых колес;

Н/мм² и Н/мм² – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

Подставив данные, находим:

Н/мм²;

Н/мм².

Так как , то определяем недогрузку передачи:

; (5.37)

. (5.38)

5.17 Составляем табличный ответ к главе 5.

Таблица 5.2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проектный расчет
Параметр	Значение			Параметр			Значение
Межосевое расстояние аw	159			Диаметр делительной окружности: шестерни колеса:			78 240
Модуль зацепления т	3
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса	45 40
Число зубьев: шестерни: колеса:	26 80			Диаметр вершин зубьев: шестерни: колеса:			84 246
Вид зубьев	прямозубые			Диаметр впадин зубьев: шестерни: колеса:			70,8 232,8
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемые значения		Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения , Н/мм2			464,8		432,1	Недогрузка передачи 7%
Напряжение изгиба, Н/мм2			192		80,4	Недогрузка передачи 58%
			170,7		74,8	Недогрузка передачи 56%