3.3 Межосевое расстояние:

,

где K_a – коэффициент межосевого расстояния;К_а= 4300 – для косозубых колес;

_a– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: т.к. колеса в зацеплении расположены несимметрично относительно опор, то_a= 0,4.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес при переменном режиме работы К_H = К⁰_H(1-X)+X1,05, где

К⁰_H- начальный коэффициент концентрации нагрузки; принимаем в зависимости от коэффициента_d=0,5_a(u+1)=0,50,4(3,55+1)=0,91К⁰_H=2,15.

X– коэффициент режима нагрузки; для среднего нормального режима нагруженияX=0,5.

Таким образом К_H = 2,15 (1-0,5)+0,5=1,575>1,05.

Эквивалентный мо­мент на колесе Т_НЕ2 = К_НдТ₂ ,

где —коэффициент долговечности.

Здесь: К_НЕ —коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагружения (при среднем нормальном режиме нагружения К_НЕ=0,56);

N_HG=()³=23271176,38 — ба­зовое число циклов нагружений.

N– суммарное число циклов.

В итоге коэффициент циклов .

Следовательно К_Нд=1,750,56=0,98

Межосевое расстояние в итоге:

a_w = 410*(4,7+1)* √1.31*60.8/ 0,25*4,7*429²= 98мм.

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния a_w=100 мм.

3.4 Предварительные основные размеры колеса.

- делительный диаметр:

- ширина колеса: ,

где _а– коэффициент ширины колеса,_а=0,4.

принимаем стандартное значение b₂ = 40мм.

3.5 Модуль передачи

Модуль передачи:

где коэффициент K_mпринимают для косозубых колес: K_m=5,8.

Т_FE=К_FдТ₂—эквивалентный момент на колесе,

где — коэффициент долговечности. Здесь N_FG=410⁶— базовое число циклов. При N10⁸принимаем K_Fд=1,0.

Т.о. эквивалентный момент на колесе Т_FE=Т₂=133 Н.

Модуль принимает значение:

Принимаем модуль передачи равным m = 1 мм.

3.6 Суммарное число зубьев и угол наклона.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес

_min = arcsin (3,5m/b₂);

_min = arcsin (3,51/40) =5,02;

Суммарное число зубьев

z_=2 a_wcos_min/m.

z_=2100cos 5,02/1 = 199

Определяем действительное значение угла

 = arccos (z_m / 2a_w).

 = arccos (1991 / 2100) = 5,7.

3.7 Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

z₁= z_/(u±l)z_1min.

Для косозубых колес z_1min= 17cos³= 17;

z₁= 199/(3,55+l) = 44z_1min.

Число зубьев колеса: z₂= z_- z₁= 199 – 44 = 155.

3.8 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число u_ф= z₂/ z₁ = 155 / 44 = 3,53.

Отклонение от заданного передаточного числа не превышает допускаемых 4%.

3.9 Диаметры колес.

Дели­тельные диаметры, d:

шестерни d₁=z₁m/cos= 441 / cos 5,7= 44,2 мм;

колеса d₂=2a_w- d₁= 2100 – 44,2 = 155,8 мм.;

Диаметры окружностей вершин d_aи впадин d_fзубьев:

d_a1=d₁ +2(1 +x₁ - y)m = 44,2 + 211 = 46,2 мм;

d_f1=d₁ - 2(1,25 - x₁)m= 44,2 - 21,251 = 41,7 мм;

d_a2=d₂ +2(1 +x₂ - y)m= 155,8 + 211 = 157,8 мм;

d_f2=d₂ - 2(1,25 – x₂)m= 155,8 - 21,251 = 153,3 мм;

3.10 Размеры заготовок колес.

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, тре­буется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений: D_загD_пред; С_заг, S_загS_пред;

Значения D_заг,S_заг, С_заг(мм) вы­числяют по формулам:

для цилиндри­ческой шестерни D_заг=d_а+6 мм = 46,2 + 6 = 52,2 мм200 мм;

Для колеса с выточками прини­мают меньшее из значений С_заг= 0,5b₂= 0,540 = 20мм.125 мм; и S_заг=8m =8мм.

3.11 Силы в зацеплении

• окружная F_t=2T₂/d₂= 2133 / 0,1558 = 1707,32 Н;

• радиальная F_r=F_ttg/cos= 1707,320,364 / cos 5,7= 624,55 Н.

(для стан­дартного угла =20° tg=0,364);

• осевая F_a = F_ttg= 1707,32tg 5,7= 170,4 Н.

3.12 Проверка зубьев колес по на­пряжениям изгиба.

Расчетное напря­жение изгиба в зубьях колеса:

_F2=K_FaK_FK_FvY_Y_F2F_tE/(b₂m)  []_F2

Для колес с >0° принимают для 9-ой степени точности K_Fa=1.

Степень точности передачи прини­маем в зависимости от окружной скорости колеса (м/с) степень точности 9-ая.

Коэффициент концентрации нагрузки K_F, принимают для прирабатывающихся колес при переменной нагрузке K_F=K⁰_F(1-X)+X, где начальный коэффициент концентрации нагрузки K⁰_F=1,82. Т.о. K_F=1,41.

Коэффициент динамической на­грузки принимают согласно окружной скорости К_Fv= 1,07.

Коэффициент Y_вычисляют по фор­муле Y_=1-°/140=0,96.

Коэффициент фор­мы зуба Y_F2 = 3,6, Y_F1 = 3,675.

F_tE = K_FдF_t —эквивалентная окруж­ная сила. Коэффициент долговечности K_Fд= 1. Т.е. F_tE= 1837 Н.

В итоге име ем:

_F2=11,411,070,963,61707,32/(0,0360,001) = 252,4 МПа < 294,07

условие выполняется

Расчетное напря­жение в зубьях шестерни:

_F1=_F2Y_F1/ Y_F2[]_F1,

_F1=252,43,675 / 3,6 = 257,7 < 370 МПа.

условие выполняется