2.2.2 Межосевое расстояние.

Предварительное значение межосевого расстояния , мм: = К(u + 1) , где Т₁ – вращающий момент на шестерне,Нм; u – передаточное число. Коэффициент К = 8 при поверхностной твёрдости Н₁≥ 45НRC и Н₂ ≤ 350НВ.

= 8(4,53 + 1) = 115,5 мм.

Окружную скорость вычислим по формуле:

v = = = 1,59 м/с.

Степень точности зубчатой передачи назначаем по таблице 2.5., для непрямозубых цилиндрических – 9(передача низкой точности)

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

a_w = K_a(u + 1) = 410(4,53 + 1) = 131,25 мм, где К_а = 410Мпа^1/3 – для косозубых колес, Ψ_ba = 0,315 для симметричного расположения колес относительно опор. Коэффициент нагрузки на контактную прочность К_Н = К_НvК_НβК_Нα= 1,03·1,05·1,26 = 1,36.

К_Нv = 1,03 – коэффициент внутренней динамики нагружения (по табл.2.6.)

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий К_Нβ= 1 + ( -1)К_Нw= 1 + ( 1,13 – 1)· 0,37 = 1,05; где К_Нw=0,37 - коэффициент учитывающий приработку зубьев(по табл.2.8.). = 1,13 (по табл.2.7.) в зависимости от коэфф. Ψ_bd =0,5 Ψ_ba(u + 1) = 0,87. К_Нα= 1 + ( -1)К_Нw= 1 + (2 – 1)· 0,26 = 1,26; где = 1 + А(n_ст – 5)= 1 + 0,25(9-5) = 2; при 1 ≤ ≤ 1,6 для косозубых передач. А = 0,25 при Н₁> 350 HB и Н₂≤ 350 HB.

При крупносерийном производстве редукторов округляем до ближайшего стандартного значения: a_w = 125 мм.

2.2.3 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр: d₂ = 2 a_wu/(u + 1) = 2·125·4.53/(4.53 + 1) = 204,8 мм.

Ширина: b₂ = Ψ_baa_w= 0,315·125 = 39,4 мм. Принимаем b₂ = 40 мм.

2.2.4 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль m_max≈ 2a_w/[17(u + 1)] = 2·125/[17(4,53 + 1)] = 2,7 мм.

Минимальное значение модуля m_min= , где К_m=2,8·10³, [σ]_F=[σ]F2=347,64 Мпа; K_F=К_FvК_FβК_Fα=1,12·1,11·2=2,49. К_Fv = 1,12 – коэффициент внутренней динамики нагружения (по табл.2.9.) Коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле К_Fβ=0,18 + 0,82 = 0,18 + 0,82·1,13 = 1,11; К_Fα= =2.

m_min= = 1,79 мм. Принимаем m = 2 мм.

2.2.5 Суммарное число зубьев и угол наклона.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес: β_min= arcsin(4m/b₂)= arcsin(4*2/40) = 11⁰36’; суммарное число зубьев Z_s=2a_wcos β_min/m = 2·125·cos11,537⁰/2= 122,47. Принимаем Z_s= 122. Определим действительное значение угла β: β=arccos[Z_sm/(2a_w)] = arccos[122·2/(2·125)] = arccos 0.976 = 12⁰36’

2.2.6 Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни: z₁= z_s/(u+1)≥ z_1min = 17cos³β. z₁= 122/(4.53+1) = 22,06; принимаем z₁= 22. Число зубьев колеса: z₂ = z_s - z₁ = 122-22 = 100.

2.2.7 Фактическое передатчное число.

U_ф= z₂/z₁= 100/22 = 4,55

2.2.8 Диаметры колёс.

Делительные диаметры d: - шестерни d₁ = z₁m/cosβ = 22·2/cos12⁰36’= 45 мм; - колеса d₂ = 2a_w - d₁ = 2·125 – 45 = 205 мм.

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес:

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ – y)m;

d_f1 = d₁ - 2(1,25 - x₁)m;

d_a2 = d₂ + 2(1 + x₂ – y)m;

d_f2 = d₂ - 2(1,25 – x₂)m;

где x₁ и x₂ – коэффициенты смещения у шестерни и колеса; y = -( a_w- a)/m = -(122-122)/2= 0 – коэффициент воспринимаемого смещения; a – делительное межосевое расстояние: a = 0,5m(z₂+z₁)= 0,5·2(100+22)=122 d_a1 = 45 + 2(1 + 0 – 0)·2= 49 мм;

d_f1 = 45 - 2(1,25 - 0)·2= 40 мм;

d_a2 = 205 + 2(1 + 0 – 0)·2= 209 мм;

d_f2 = 205 - 2(1,25 – 0)·2=200 мм.