3.2.4 Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние зубчатого зацепления

где – коэффициент, учитывающий тип передачи;

Для косозубой передачи МПа^1/3.

–передаточное число. Принимаем ;

(Н∙м) – крутящий момент на ведомом звене;

–коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния. Вы­бирается в зависимости от расположения колёс.

Принимаем , т.к. колеса редуктора.

–коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Определяется по графикам в зависимости от значения и твёрдости ко­лёс. Принимаем(По графику на стр.227,[2]).

(МПа) – расчётное допускаемое контактное напряжение

Модуль:

_{Определим ширину колеса и шестерни:}

Ширина шестерни: мм

_{Предварительно найдём угол наклона зубьев шестерни и колеса:}

_{Найдем суммарное количество зубьев в передаче:}

Тогда число зубцов колеса:

Уточняем передаточное число:

фактическое передаточное число:

Отклонение составляет:

, что допустимо.

Уточним угол наклона зубьев:

Определим диаметры шестерни и колеса:

делительный диаметр шестерни:

делительный диаметр колеса:

диаметр вершин зубцов шестерни:

диаметр вершин зубцов колеса:

диаметр впадин зубцов шестерни:

диаметр впадин зубцов колеса:

Определяем окружную скорость передачи:

В соответствии с рассчитанной скоростью назначаем степень точности передачи:

3.2.5 Определение усилий в зацеплении

Определяем окружную силу F_t:

Определяем радиальную силу F_r:

,

где - угол зацепления;.

Определяем осевую силу F_a:

.

3.2.6 Проверочный расчет на контактную выносливость

,

где - коэффициент расчетной нагрузки

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Берём по графику в зависимости от ψ_bd: (стр.227,[2]).

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для данного вида передачи степени точности .

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку. Принимаем .

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацепле­нии;

,

где - удельная окружная динамическая сила.

,

где - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепле­ния шестерни и колеса. Берём из таблицы в зависимости от модуля=7.3 (табл.10.8, стр.230, [2]);

–окружная скорость передачи;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и мо­дификации профиля головок зубцов (принимаем по таблице 10.7,стр.230,[2]) =0.02.

Н/мм;

- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колёс. Для стали принимаем =192 МПа^1/2, (табл.10.10, стр.234, [2]).

- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубцов в полюсе зацепления.

- угол профиля зубца в нормальном сечении. Принимаем ,

- т.к. колеса нарезаны без смещения.(стр.235, [2]).

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных ли­ний. Зависит от коэффициента осевого перекрытия .

Т.к. и передача косозубая, то

- коэффициент торцового перекрытия

Таким образом:

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

3.2.7 Проверочный расчет на изгибную усталость

,

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зуб­цами. Для данного вида передачи(стр.246, [2]).

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем .(По графику на стр.227,[2]).

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку в за­це­плении

где - удельная окружная динамическая сила.

,

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и мо­ди­фикации профиля головок зубцов. Принимаем.(стр.230, [2]).

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубцов. Для косозубой пе­ре­дачи .

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубцов. Для косозубой пере­дачи .

- коэффициент, учитывающий форму зуба. Для его определения най­дём эк­вивалентное число зубцов :

;

Для прямозубой передачи :

Определим отношение . Дальнейший расчет будем проводить для того зубчатого колеса, у которого это отношение окажется меньше:

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет производим по колесу (МПа).

Таким образом:

Следовательно, условие прочности выполняется.

Расчет на перегрузку:

, где – прочность материала. Для данного материала = 27(HRC).

.

.

Напряжения удовлетворяют условиям.