2.7. Суммарное число зубьев.

_{Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес, градус:}

_{Суммарное число зубьев:}

Для косозубых передач определяем действительное значение β, градус:

1.Для косозубых колес рекомендуемый диапазон β=8…20^o

2.Для косозубых передач проверятся условие:

2.8. Число зубьев шестерни и колеса.

Шестерня:

Должно быть ; 31 > 16

Так как , то смещение при нарезании зубьев шестерни и колеса не требуется. Поэтому .

Колесо:

2.9. Фактическое передаточное число

Отклонение фактического передаточного числа от принятого в кинематическом расчете:

Так как %, погрешности нет.

2.10. Диаметры колес

Делительные диаметры, мм:

Шестерни:

Колеса:

Проверка: мм

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес, мм:

Шестерни:

Колеса:

2.11. Размеры заготовок колес.

При выборе конструктивной схемы шестерни и колеса необходимо руководствоваться рис. 2.3 и 2.4 [1, c.48] и следующими соотношениями:

а) если и , то конструктивная схема колес по рис. 2.3(колесо без выточек);

б) если и , то конструктивная схема по рис. 2.4.в(колесо с выточками).

Шестерни:

Колеса:

Так как , то конструктивная схема шестерни по рис.2.3. (колесо без выточек)

Так как , то конструктивная схема колеса по рис.2.4.

2.12 Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчетное значение:

где для косозубых передач;

=1,1;

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

Отношение должно удовлетворять следующему соотношению:

; 1,05>0,86>0,8

Соотношение выполняется, поэтому оставляем без изменения параметры передачи.

2.13.Силы в зацеплении

Окружная

Радиальная

Осевая

Значение сил округляем в большую сторону до целого числа:

2.14.Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное значение в зубьях колеса

Расчетное значение в зубьях шестерни:

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Принимают по табл. 2.10 [1, c. 49] в зависимости от числа зубьев для коэффициента смещения х = 0.

Для косозубой передачи рассматриваем число зубьев колеса и шестерни:

_{При несовпадении с табличными значениями для определения применяем формулу интерполяции.}

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев в передаче;

– для косозубых передач для степени точности 8.

- для косозубой передачи - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

2.15. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Действие пиковых нагрузок оцениваем коэффициентом перегрузки:

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение не должно превышать допускаемое напряжение , МПа

,

Где =640 Мпа - предел текучести материала колеса.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение для колеса и шестерни не должно превышать допускаемое напряжение .

Общая формула:

Максимальные допускаемые напряжения изгиба вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки, МПа:

,

где - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки:

- в случае единичных перегрузок.

Принимаем для объемной термообработки.

- коэффициент запаса прочности.

Колесо:

Шестерня:

Вывод: