2.5.6 Уточняем передаточное число

U_фак=(2.15)

U_фак=113/47=2,404

Рисунок 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления

2.5.7 Определяем геометрические параметры шестерни и колеса

делительный диаметр:

d₁=m_n∙z₁/cosβ (2.16)

d₁=2∙47/1=94мм

d₂=m_n∙z₂/cosβ (2.17)

d₂=2∙113/1=226мм

диаметр окружности вершин зубьев:

d_a1=d₁ +2∙ m_n (2.18)

d_a1= 94+2∙2=98мм

d_a2=d₂ + 2∙m_n (2.19)

d_a2 =226+2∙2=230мм

диаметр окружности впадин зубьев:

df₁= d₁ - 2,5∙ m_n (2.20)

df₁=94-2,5∙2=89мм

df₂= d₂ - 2,5∙ m_n (2.21)

df₂= 226-2,5∙2=221мм

ширина венца колеса:

b₂=∙a_w (2.22)

b₂=0,25∙160=40мм

ширина венца шестерни:

b₁=b₂ + (5÷10) (2.23)

b₁=40+8=48мм

Уточнение межосевого расстояния:

(2.24)

Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи.

Таблица 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления.

Параметр	шестерня	Колесо
Межосевое расстояние,	160
Модуль зацепления, m	4
Число зубьев, z	47	113
Делительный диаметр d,мм	94	226
Диаметр вершин зубьев,	98	230
Диаметр впадин зубьев,	89	221
Ширина венца, b,мм	48	40

2.5.9 Определяем окружную скорость колес

V=(2.24)

V=4,3 м/с

2.5.10 Определение силовых параметров зацепления

Рисунок 2.3 – Схема сил в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи.

В полюсе зацепления цилиндрических зубчатых колёс действуют силы:

Окружная:

_{Ft = 2∙T3/d2 (2.25)}

_{Ft =2∙312,5∙103/226=2765,5Н}

Радиальная:

F_r = F_t∙ tgα/cosβ (2.26)

F_r =2765,5 ∙0,364/1=1006,6Н

2.5.11 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

Определение контактного напряжения по формуле:

σ_н = К∙≤σ_н (2.27)

где K– вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К=436;

K=1,1-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K=1,0–коэффициент, учитывающий неравномерное распределения нагрузки по длине контактной линии зуба;

K=1,20-коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки.

σ_н =

σ_н = МПа > [δ_н] = 493 МПа

∆=|σ_н – [σ_н]|/[ σ_н]100% (2.28)

∆=|511,62-493|/493100%=3,65%

Недогрузка в пределах допускаемой.