2.4 Составляем табличный ответ к разделу 2 (таблица 5)

Таблица 5 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dмм	Термообработка	НВ	[σ]		[σ]
		Sмм		НВ	Н/мм
Шестерня Колесо	45 45	80/50 125/80	У У	285,5 248,5	580,9 514,3	220,5 192

3 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи Проектный расчет

3.1 Определяем главный параметр – межосевое расстояние a, мм

а_w≥ К_а·(и + 1), (15)

где: а) К– вспомогательный коэффициент. Для прямозубых - К_а =49,5;

б) ψ_а=– коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенный симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах, ψ_а = 0,3;

в) и – передаточное число редуктора или открытой передачи, и = 3,15 (см. таблицу 4);

г) Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Н·м, Т₂ = 163,44 Н·м, (см. таблицу 4);

д) [σ]_Н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм², [σ]_Н = 514,3 Н/мм², (см. 2.2(в)) ;

е) К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_Нβ = 1.

a= 49,5 · (3,15 + 1)= 121,61 мм

Полученное значение межосевого расстояния aдля нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров, (см. таблицу 13.15 [5])

a = 120 мм

3.2 Определяем модуль зацепления m, мм

, (16)

где: а) К- вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передачК_m=6,8;

б) d₂– делительный диаметр колеса, мм:

d₂ = == 182,16 (мм), (17)

в) b₂– ширина венца колеса, мм:

b=a · φ, (18)

b= 0,30 · 120 = 36 мм; (см. таблицу 13.15 [5])

г) [σ]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм² , [σ]_F = 255,96 Н/мм² (см. таблицу 4)

д) Значение a, мм; Т, Н · мм; U; φ, (см. п. 3.1)

;

m ≥ 1,76 мм;

Полученное значение m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел, (см. стр. 59 [5]).

m = 2 мм.

3.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

z = z+z = 2 a/m, (19)

z= 2 · 120 /2 = 120.

_3.4 Определяем число зубьев шестерни

_z = , (20)

z = = 28,9;

Значение z округляем до ближайшего целого числа

z= 29.

3.5 Определяем число зубьев колеса

z = z-z, (21)

z = 120 – 29 = 91.

3.6 Определяем фактическое передаточное число, Uи проверяем его отклонение ΔU от заданного U:

U = , (22)

U = = 3,14;

ΔU = · 100 % ≤ 4 %;

ΔU = · 100 % = 0,32 %;

ΔU ≤ 4%.

3.7 Определяем фактическое межосевое расстояние

a=( z+ z) · m/2, (23)

a= (29 + 91) · 2/2 = 120 мм.

3.8 Определяем основные геометрические параметры передачи

Таблица 6 - Основные геометрические параметры передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, мм	d=	d=
Диаметр вершины зубьев, мм	d= d + 2m d= 58 + 2 · 2 = 62	d= d+2m d= 182 + 2 · 2 = 186
Диаметр впадин зубьев, мм	d= d- 2,4m d=58 - 2,4 · 2 =53,2	d= d-2,4m d= 182 – 2,4 · 2=177,2
Ширина венца, мм	b=b+ 4 = 36 + 4 = 40	b== 0,30 · 120 =36