9.5.2.5. Определение нормального модуля косозубых передач

групповой передачи

По контактной выносливости нормальный модуль передачи m_n2 = 2,47 мм, а по выносливости зубьев при изгибе – m_n2 = 2,73 мм принимается стандартное большее значение нормального модуля m_n2 = 3,0 мм.

9.5.2.6. Расчет геометрических параметров косозубых передач

z₃–z₄ и z₅–z₆ групповой передачи

Расчет геометрических параметров косозубых z₃–z₄ и z₅–z₆ передач проводится по формулам:

1. Делительные диаметры зубчатых колес z₃–z₄ и z₅–z₆:

2. Диаметры окружностей вершин зубьев колес z₃–z₄ и z₅–z₆:

3. Диаметры окружностей впадин зубьев колес z₃–z₄ и z₅–z₆:

4. Межосевое расстояние

5. Ширина зубчатого венца колес

;

Результаты вычислений сводятся в табл. 9.2

Таблица 9.2

Геометрические параметры косозубых передач z₃–z₄ и z₅–z₆

Наименование параметра	Обозначение	Значение
1. Передаточное число и отношение	u1 i2	3,16 1,26
2. Модуль нормальный, мм	mn2	3
3. Число зубьев колес	z3 z4 z5 z6	24 75 55 44
4. Делительный диаметр колес, мм	d3 d4 d5 d6	73,35 229,21 168,09 134,47
6. Диаметр окружности вершин зубьев колес, мм	da3 da4 da5 da6	79,35 235,21 174,09 140,47
7. Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм	df3 df4 df5 df6	65,85 221,71 160,59 126,97
8. Угол наклона зубьев, градус	β	11
9. Межосевое расстояние, мм	aw2 aw3	151,28
10. Ширина зубчатого венца колес, мм	bw2 bw3	30

9.5.2.7. Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи z3–z4 групповой ступени на контактную выносливость зубьев

1. Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле

Н/мм,

где T₂ – расчетный крутящий момент на втором валу привода, Н·м: T₂ = 93,83 Н·м;

b_w3 – ширина зубчатого венца, мм: b_w3 = 30 мм;

d₃ – делительный диаметр шестерни, мм: d₃ = 73,35 мм;

K_HV – коэффициент динамической нагрузки в зацеплении: K_HV = 1,2;

K_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределе-ния нагрузки по ширине венца: K_Hβ = 1,1;

K_Hα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями: K_Hα = 1,0;

2. Расчетное контактное напряжение определяется из выражения

МПа,

где W_Ht3 – удельная расчетная окружная сила, Н/мм: W_Ht3 = 112,6 Н/мм;

d_w3 – диаметр начальной окружности шестерни z₃, мм: d_w3 = = 73,35 мм;

u₁ – передаточное число передачи: u₁ = 3,16;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления: Z_H = 1,77 cos β = 1,77 cos11° = 1,74;

Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колёс: Z_M = 275 МПа;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, зависящий от коэффициента торцового перекрытия:

Коэффициент торцового перекрытия рассчитывается по формуле

где z₃ – число зубьев шестерни: z₃ = 24;

z₄ – число зубьев колеса: z₄ = 75;

β – угол наклона зубьев, градус: β = 11°.

Тогда расчетное контактное напряжение

3. Допускаемое контактное напряжение для передач

МПа,

где σ_Hlimb3 – базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа: σ_Hlimb3 = 1050 МПа;

S_H – коэффициент безопасности: S_H = 1,2;

Z_R – коэффициент, учитывающий параметр шероховатости сопряженных поверхностей зубьев: Z_R = 1;

Z_V – коэффициент, учитывающий окружную скорость: Z_V = 1,06;

K_L – коэффициент, учитывающий влияние смазки: K_L = 1;

K_HX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса: K_HX = 1;

K_HL – коэффициент режима нагружения и долговечности: K_HL = 1.

Поскольку обеспечивается условие , т. е. 516,97 МПа ≤ ≤ 927,50 МПа, то условие прочности косозубых передач групповой передачи по контактным напряжениям выполняется.