3) Определяем модуль зацепления т, мм
,
(18)
где Кmвспомогательный коэффициент; для косозубых передач Кm= 5,8;
d2 делительный диаметр колеса, мм
(19)
b2 ширина венца колеса, мм
b2 = ψваaw , (20)
b2 = 0,3·80 = 24
Полученное значение округляем в большую сторону до ближайшего стандартного числа по таблице 4.4[1].
Принимаем b2 = 21 мм
[]F допускаемое напряжение изгиба материала колеса c менее прочным зубом, Н/мм2; []F =256 Н/мм2
Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного значения. Принимаем m =1
4) Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
ZΣ= (2aw·cosβmin ) , (21)
где, угол наклона зубьев βmin = arcsin (3,5m/ b2)
βmin = 9,63 (3,5 ·1/21) = 9,63
ZΣ= (2 ·80 ·0,985)/2 = 138
В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β = 8…15о, но из-за роста осевых сил Fa в зацеплении желательно получить его меньшее значение, варьируя величиной модуля т и шириной колеса b2
Полученное значение ZΣ округляем в меньшую сторону до целого числа. Принимаем ZΣ=138
Для косозубых передач уточняем величину угла наклона зубьев:
(22)
β = arcosβ
β = arcos0,985 = 9,63 о
5) Определяем число зубьев шестерни
Z1 = ZΣ/ (1+u), (23)
Z1 = 138/ (1+2,41) = 40
Значение Z1 округляем до ближайшего целого числа. Принимаем Z1 = 40
Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется Z1 >18, данное условие выполняется.
6) Определяем число зубьев колеса
Z2 =ZΣZ1 , (24)
Z2=138-40=98
7) Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение Δ u от заданного значения
uф =Z2 /Z1 , (25)
uф= 98/40 = 2,45
(26)
Условия нормы отклонения передаточного числа выполняется
8) Определяем фактическое межосевое расстояние, мм
aw=(m·ZΣ) /2 · cosβ, (27)
aw=(1 ∙ 138)/2 · 0,985 = 80
9) Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм
Таблица 5
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Диа-метр, Мм |
Делите-льный |
|
|
вершин зубьев |
|
|
|
впадин зубьев |
|
|
|
Ширина венца, мм |
b1 = b2 + (2…4) b1 =21+4=25 |
|
|
10) Проверочный расчет
11) Проверяем межосевое расстояние
aw= (d1 + d2)/2, (28)
aw= (60,91+99,4)/2 = 80
12) Проверяем пригодность заготовок колес
Условия пригодности заготовок колес
(29)
где Dпред и Sпред предельные размеры заготовок;
Dзаг и Sзагразмеры заготовок колес;
Для цилиндрической шестерни диаметр заготовки
Dзаг = da1 + 6мм, (30)
Здесь 6мм припуск на механическую обработку.
Dзаг =62,91+6= 68,91<125
Для колеса без выемок толщина сечения заготовки
Sзаг= b2 + 4мм, (31)
Sзаг=24+4=28 < 125
Условия пригодности заготовок выполняются.
13) Проверяем контактные напряжения н , Н/мм2
,
(32)
где К вспомогательный коэффициент; для косозубых передач К = 376;
окружная
сила в зацеплении (Н),
(33)
Здесь Т2 –Нм, d2 – м
КНкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Для косозубых колес КН определяется по графику на рисунке 4.2 [1] в зависимости от окружной скорости колес υ, м/с и степени точности передачи;
Определяем окружную скорость
(34)
Здесь d2 - м, ω2 - рад/с.
Принимаем 8 степень точности передачи.
КН= 1,06
КН коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.2 [1]);
КН= 1,03
Условие прочности выполняется