4.1.4. Проектировочный расчёт передачи

Ориентировочное значение межосевого расстояния [1, с. 45]:

,

где -вспомогательный коэффициент:для косозубой передачи принимаем-[5,c.57];

T₂ - вращающий момент на валу, T₂=122.501 Н·м,

-передаточное число передачи, =3,15,

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от твердости колес и параметрапо графику(рис.5.3, с.57 [1]):

-коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимают из стандартного ряда чисел в зависимости от расположения колес относительно опор, [1, c. 22].Передача косозубая, расположение колес - симметричное, следовательно ,

Из 1-ого ряда выбираем стандартное значение для межосевого расстояния [1, c.55, табл. 5.4].Принимаем

Модуль зацепления:

Нормальный модуль зацепления:

По ГОСТ 9563-79 из первого ряда выбираем стандартное значение модуля зацепления:

.

Рабочая ширина колеса:

Ширина шестерни определяется по формуле :

.

принимаем

Угол наклона зубьев:

Угол наклона зубьев для косозубой передачи без смещения рекомендуется [1,c.46]. Принимаем _.

Число зубьев шестерни и колеса:

Суммарное число зубьев [1, c.46]:

Число зубьев шестерни:

принимаем

Число зубьев для колеса:

- фактическое передаточное число.

Проверяем отклонение фактического передаточного отношения от заданного,

оно не должно превышать 4%:

.

т. е. условие выполняется.

_{Уточнение угла наклона зубьев:}

Определим делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев зубчатых колес:

мм;

Проверка межосевого расстояния

Межосевое расстояние проверим по формуле:

Вычисление усилий действующих в зацеплении

F_t - окружная сила. Определяем по формуле:

F_r - радиальная сила. Определяем по формуле:

F_а – осевая сила. Определяем по формуле:

4.1.5. Проверочный расчёт передачи на контактную усталость

Расчетное контактное напряжение рассчитывается по формуле [6, с. 14]:

где [σ_Н] – допускаемое контактное напряжение;

σ_Н0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при

[6, с. 14]:

Коэффициент нагрузки определяют по зависимости [7,c.14];

,

где =1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [6, табл. 6, с. 15];

–коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:

,

где – удельная окружная динамическая сила[6, табл. 6, с. 16];

_,

где δ_Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев,

g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

v – окружная скорость зубчатых колес:

–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [6, табл. 6, с. 16];для прямозубых и косозубых при осевом коэффициенте перекрытия ().

Если , то;

Если , то,

где - степень точности[c.55,табл.5.6]

Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных колес Z_E = 190МПа [6, табл. 6, с. 15];.

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [6, табл. 6, с. 15];

,

где - делительный угол профиля в торцовом сечении:[8,c.174, табл. 9.1];

- угол зацепления, для косозубой передачи без смещения ;

[8, c.174, табл. 9.1];

β_b – основной угол наклона для косозубой передачи [6, с. 60, табл. 20]:

β_b = arcsin (sin β · cos20°);

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий [6, с. 15, табл. 6]; при

При

,

где ε_α – коэффициент торцового перекрытия:

_{Для данной скорости колес степень точности- 9-я [1,табл.5.6].}

δ_Н = 0.02,g₀ = 7.3;

Проверяем контактное напряжение:

Определим процент перегрузки:

Условие прочности выполняется. Перегрузка в пределах нормы.