3.2 Рабочая ширина зубчатых колес

Ширина венца колеса:

B_ω2=a_ωψ_ba=1400,4=56мм (3.18)

Ширина венца шестерни:

B_ω1=B_ω2+(5…10)=56+10=66мм (3.19)

3.3 Определение модуля зацепления

m=(0,01…0,02)a_ω=(0,01…0,02)140=1,4…2,8мм (3.20)

По ГОСТ 9563-60 принимаем m=2мм

3.4 Определяем угол наклона зубьев

(3.21)

3.5 Число зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев

==(3.22)

Шестерня

==(3.23)

Число зубьев колеса

Z₂=Z_∑-Z₁=Z₁U=284=110 (3.24)

3.6 Уточнение диаметров начальных окружностей зубчатых колес

Шестерня

=мм (3.25)

Колесо

=(3.26)

3.7 Проверка межосевого расстояния

(3.27)

3.8 Фактическое передаточное число

(3.28)

ΔU=%=(3.29)

3.9 Диаметры вершин зубьев

d_a1=d_ω1+2m=57+22=61мм (3.30)

d_a2=d_ω2+2m=223+22=227 мм (3.31)

3.10 Диаметры впадин зубьев

d_ƒ1=d_ω1—2,5m=57-5=52 мм (3.32)

d_ƒ2=d_ω2-2,5m=223-5=218 мм (3.33)

3.11 Окружная скорость и степень точности передачи

ν==м/с (3.34)

По таблице 2.6 принимаем 8-ю степень точности.

Проверочный расчет

3.12 Определение контактных напряжений, действующих в зацеплении

Условие прочности при контактной выносливости

≤(3.35)

где Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей в полюсе зацепления;

Z_M- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов поверхностей зубьев;

Z_Ɛ- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

ω_Ht- удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

(3.36)

где α_tω- угол зацепления, принимаемα_tω=20

Для стальных зубчатых колес принимаем Z_M=275H/мм

Для косозубой передачи (при условии, что Ɛ_β≥0,9 ):

=(3.37)

где Ɛ_а- коэффициент осевого перекрытия;

Ɛ_β – коэффициент торцового перекрытия.

Для косозубой передачи

=(3.38)

Ɛ_α=[1.88-3.2()]cosβ_β=[1.88-3.2(0.0357+0.009)]0.981=1.703 (3.39)

=

K_HαK_HβK_Hν (3.40)

uдеF_Ht- исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную выносливость, Н;

K_Hα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (зависит от степени точности передачи и окружной скорости) (таблица 2.7);

K_Hν - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная сила

F_Ht==H(3.41)

- радиальная сила

(3.42)

где α=20 - угол зацепления;

- осевая сила

(3.43)

При V = 4.16м/с и 8-ой степени точности получаем, что K_Hα=1.09(таблица 2.7);

K_Hβ - определено ранее

K_Hν=1+ν_H (3.44)

где ν_H- динамическая добавка.

ν_н=(3.45)

где ω_Hν- удельная окружная динамическая сила Н/мм.

ω_Hν=δ_Hɡ₀ V(3.46)

где δ_Н- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификаций профиля головки зуба (приложение 2);

ɡ₀- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (приложение 3).

При HB≤350 для косых зубьев шестерни δ_Н=0,002 и 8-й степени точности имеем ɡ₀=57 . Ранее принятоν=4,16 м/с , U = 4

ω_Hν=0.00257Н/мм

ν_н=

K_Hν=1+0,047=1,047

ω_Ht=

σ_Н=1,747МПа

Условие прочности выполнено.

σ_H=430МПа<σ_НР=449Мпа