5.2 Проектный расчет.

1.Межосевое расстояние определяется по формуле:

, где

К_а = 49.5– вспомогательный коэффициент для прямозубых передач; ψ_b = 0,3 – коэффициент ширины венца колеса; К_Нβ = 1,0 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес; u – передаточное число редуктора.

a_w= 49.5*(6+1) = 137,93 (мм)

Округлим до стандартного значения a_w = 140 (мм).

2. Определим модуль зацепления m по формуле:

m = , где

Кm = 6,8 – вспомогательный коэффициент; b₂ = ψ*a_w – ширина венца колеса, мм; d₄ = – делительный диаметр шестерни, мм.

Расчет:

m = 1,16

Полученное значение модуля m округлим в большую сторону до стандартного числа m = 1,5

3. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z₄ + z₃ = = = 186,7

Полученное значение округлим в меньшую сторону до целого числа: 186

5. Определим число зубьев шестерни

z₃

Примем z3 27

6. Найдем число зубьев колеса:

Z₄ = z₃ = 184 – 26 = 159

7. Фактическое передаточное число u_ф и отклонение Δu от заданного u:

u_ф = = 5,9;

Δu = = * 100% =1,7 % < 4%

Норма отклонения передаточного числа Δu выполняется.

8. Фактическое межосевое расстояние:

a_w = =139,5 (мм)

9. Фактические основные геометрические параметры передачи, мм.

Параметр		Колесо	Шестерня
		прямозубая	прямозубая
Диаметр	делительный	d4=m*z4 d4= 238,5	d3=m*z3 d3 = 40,5
	вершин зубьев	da4 = d4+2*m da4 = 241,5	da3 = d3 + 2*m da3 = 43,5
	впадин зубьев	df4 = d4-2.4*m df4 = 234,9	df3= d3-2.4*m df3 = 36,9
Ширина венца		b3=ψa*aw b3 = 42	b4=b3+2 b4 = 40

5.3. Проверочный расчет

1. Проверка межосевого расстояния:

a_w = =

2. Проверка контактного напряжения σ_Н, Н/мм:

σ_Н = К* ≤ [σ]_Н, где

К- вспомогательный коэффициент, К = 436; Ft = – окружная сила в зацеплении, Н; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; коэффициент динамической нагрузки, зависящей от степени нагрузки (9) и степени точности передачи.

Расчет:

σ_Н = 436* =

617,15 < 634, недогрузка 2,73% допускается

3. Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2, Н/мм²:

σ_F2 = Y _F2*Yᵦ* K_Fα *K_Fᵦ*K_Fv ≤ [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2* ≤ [σ]_F1 , где

K_Fα = 1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями; K_Fᵦ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; K_Fv = 1.04 – коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи (9); Y _F4 и Y _F3 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса; Yᵦ=1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Расчет:

σ_F3 = 3.61 * 1 * 1*1*1.04 = 77,23 ≤ [σ]_F2 = 170.7

σ_F4 = 112,31* = 69,01 ≤ [σ]_F1 = 191,3

4.Все результаты вычислений занесем в таблицу

Табличный ответ к разделу 5 Таблица 5.2

Проектный расчет
Параметр		Значение		Параметр		Значение
Межосевое расстояние aw		111,75
Модуль зацепления				Диаметр делительной окружности: шестерни d3 колеса d4		31,5 192
Ширина зубчатого венца: Шестерни b3 Колеса b4		36 34
Число зубьев: шестерни z3 колеса z4		21 128		Диаметр окружности вершин: шестерни da3 колеса da4		34,5 195
Вид зубьев		прямозубые		Диаметр окружности впадин: Шестерни df3 Колеса df4		27,9 188,4
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемые значения		Расчетные значения
Контактные напряжения σ, Н/мм²			633.6		623,17
Напряжения изгиба, Н/мм²	σF3		232.5		112,31
	σF4		220.2		100.36