2.3. Расчёт параметров прямозубой передачи

Предварительное суммарное число зубьев:

Тогда угол зацепления

α_w=arcos[(mz /2a_w)cosa],

a=20⁰=0,349 рад.

α_w=arcos[3*107/2*160)*0.94]=0.339рад.

Коэффициент суммы смещений:

Х =[(inva_w-inva)/[2tga)]z , где

Inva_w=tg(a_w)-a_w; inva=0.0149.

Inva_w=tg(a_w)-a_w=0.014;

X =[(0.014-0.0149)/(2*0.36)]*107=-0.13

X₁=-0,13;

X₂=0;

Z_min=17-16x₁=17-16(-0.13)=19,08

Число зубьев шестерни:

Z₁=z /(u+1)=107/(3,3+1)=24,88;

Z₁=z –z₁=107-24.88=82.12;

Делительный диаметр шестерни и колеса:

d₁=mz₁=3*25=75;

d₂=mz₂=3*82=246.

Начальный диаметр шестерни:

d_w1=a_w/(z₂/z₁+1)

d_w1=2*160/(82/25+1)=74,76;

Начальный диаметр колеса:

d_w2=2a_w-d_w1;

d_w2=2*160-74,76=245,24.

Диаметр окружности впадин зубьев шестернии колеса

Диаметр окружности вершин зубьев шестернии колеса

Рабочая ширина венца:

принимаем

2.4. Расчёт параметров косозубой передачи

Предварительное суммарное число зубьев:

округляем до целого:

Точное значение угла наклона зубьев β:

Необходимое условие выполняется.

Число зубьев шестерни и колеса

принимаем

Диаметры делительной и начальной окружностей шестерни и колеса:

Диаметр окружности вершин зубьев шестернии колеса

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни

и колеса

Рабочая ширина венца:

принимаем

2.5. Проверочный расчёт передач по контактным напряжениям

Необходимое условие прочности:

где - коэффициент материала, для стальных

колёс z_M = 271 Н/мм²;

- коэффициент геометрии,

для прямозубых колёс

для косозубых колёс

z_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

для прямозубых колёс

для косозубых колёс

коэффициент торцового перекрытия

ε_α1 = z₁(tgα_a1 – tgα_tw)/(2π);

ε_α2 = z₂(tgα_a2 – tgα_tw)/(2π);

α_a – угол профиля в вершине зубьев;

α_a1 = arccos(d₁·cos20°/d_a1);

α_a2 = arccos(d₂·cos20°/d_a2);

α_tw – угол зацепления:

для прямозубых колёс

для косозубых колёс

- удельная расчётная

нагрузка, Н/мм;

для тихоходной ступени Т₁ = Т_П;

для быстроходной ступени Т₁ = Т_Б;

К_Hα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для прямозубых колёс

для косозубых колёс определяется по графику в

зависимости от V = 0,5ω₁·d_w1·10^-3 м/с;

К_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в

зацеплении, зависит от скорости V и от степени точности,

определяется по таблице (аналогично коэффициенту К_Hα).

2.5.1. Проверочный расчёт передачи тихоходной ступени

по контактным напряжениям

где:

принимаем

Таким образом, необходимое условие прочности выполнено.

2.5.2. Проверочный расчёт передачи быстроходной ступени

по контактным напряжениям

где:

принимаем

Таким образом, необходимое условие прочности выполнено.

2.6. Проверочный расчёт передач по напряжениям изгиба

Необходимое условие прочности:

где - удельная расчётная

окружная нагрузка, Н/мм;

для тихоходной ступени Т₁ = Т_П;

для быстроходной ступени Т₁ = Т_Б;

К_Fα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для тихоходной ступени

для быстроходной ступени

К_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

для тихоходной ступени

для быстроходной ступени

Y_F – коэффициент формы зуба, в зависимости от

приведённого числа зубьев z_V = z/cos³β и коэффициента

смещения х:

для тихоходной ступени

для быстроходной ступени

Y_β – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев β,

Y_β = 1 – β/140°:

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

для тихоходной ступени

для быстроходной ступени