2.2.2 Определение размеров венцов зубчатых колёс

Межосевое расстояние:

,

где К_а – коэффициент, равный для косозубого или шевронного зацепления

К_а = 410 ;

u – передаточное число; u=5;

[]_H – допускаемое расчетное контактное напряжение; []_H =675 МПа;

_ва – коэффициент ширины зубчатого венца; для симметричного

расположения колеса относительно опор принимаем _ва=0,315;

Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н·м; Т₂ =152,2 Н·м;

К_НВ - коэффициент нагрузки; К_НВ =1,35.

мм

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ 2185: мм

Нормальный модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563:

,

мм,

мм.

Предварительно угол наклона зубьев примем: , и определим числа зубьев шестерни и колеса:

,

где - межосевое расстояние, =100мм ;

- угол наклона зубьев, ;

- нормальный модуль, =2мм.

;

Принимаем , тогда

Уточнённое значение угла наклона зубьев:

;

.

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:

;

.

2.2.3 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:

, где

Значения К_Н даны в [6,табл.3.5]: при _bd =1,1, и симметричном расположении косозубых или шевронных колёс относительно опор с учётом изгиба

ведомого вала от натяжения цепной передачи К_Н =1,13.

По [6,табл.3.4, с.32] при V=5,01м/с и 8-й степени точности К_Н =1,09.

По [6,табл.3.6, c.32] для шевронных колёс при V=5,01м/с К_Н =1,01.

.

Проверка контактных напряжений производится по формуле:

, где

[]_H – допускаемое расчетное контактное напряжение, []_H=675МПа;

К_Н – коэффициент нагрузки, К_Н=1,4;

Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Т₂ =152,2Н·м;

_ва – коэффициент ширины зубчатого венца,_ва=0,4;

u – передаточное число, u=5;

– ширина шестерни, =45мм;

Оценка степени использования материала:

Недогрузка в 6,06% 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 и симметричном расположении косозубых или шевронных зубчатых колес относительно опор К_F=1,13, К_F=1,4, =0,91.

.

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

у шестерни: ; ;

у колеса: ; ;

При этом Y_F1=4,28; Y_F2 =3,62.

Находим отношения :

для шестерни: МПа;

для колеса: МПа;

Далее рассчитываем зубья колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_ и :

; ;

,

для средних значений коэффициента торцового перекрытия _=1,5 и 8-й степени точности.

Циклическая прочность обеспечена.

Произведем проверочные расчеты на прочность при пиковой нагрузке:

где

T_пуск/T = 1,3 (по техническому заданию);

- контактные напряжения, =634,1МПа;

- максимальные контактные напряжения;

где

T_пуск/T = 1,3 (по техническому заданию);

- напряжения изгиба, =108,5МПа;

- максимальные напряжения изгиба;

Условия прочности при пиковой нагрузке выполнены.