3.2 Определение геометрических параметров зубчатых колёс

Ширину колеса определяем по формуле b_w2= Ψ_ba ∙ a_w= 0,3 ∙200=60 мм.

По ряду Rа40 принимаем b_w2=60

Ширина шестерни должна быть на 3..5мм больше ширины колеса:

b_w1= b_w2+4= 64 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем в пределах:

m_н= ( 0,01…0,02 ) ∙a_w= ( 0,01…0,02) ∙200= 2,0…4,0 мм.

Принимаем стандартный модуль зацепления m_н = 2 мм.

При определении оптимального угла наклона зуба учитываем, что коэффициент осевого перекрытия должен соответствовать следующему условию: > 1,1. Предварительно принимаем = 1,6.

Угол наклона зуба должен быть в пределах .

Угол наклона зуба определяется по формуле

,

Тогда угол наклона зуба .

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяется по формуле .

Принимаем целое число .

Число зубьев шестерни . Необходимо учитывать, что по условию неподрезания зубьев . Принимаем .

Число зубьев колеса.

Уточняем передаточное отношение: .

Определяем процент расхождения: . Допускается расхождение не более 4 %.

Фактическая частота вращения ведомого (выходного) вала редуктора об/мин.

Отклонение действительной частоты вращения ведомого вала от заданной не должно превышать 4 %.

Уточняем величину угла наклона зуба:

, .

Делительные диаметры шестерни и колеса:

мм. Принимем d₁= 60 мм,

; мм. Принимем d₂= 340 мм,

Проверка: мм.

Диаметры окружностей выступов шестерни и колеса:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин шестерни и колеса:

, где с – радиальный зазор, , мм.

мм,

мм.

4. Проверочный расчёт на прочность зубчатой передачи по контактным напряжениям

Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:

,

где – коэффициент, учитывающий повышение прочности косозубых передач по контактным напряжениям;

– стандартный угол зацепления, ;

_{– коэффициент расчетной нагрузки. Определяется по формуле}

_{= , где – определенный ранее коэффициент концентрации напряжений, – коэффициент, учитывающий динамический характер приложения нагрузки. Определяется коэффициент динамической нагрузки по графику в зависимости от окружной скорости и назначенного квалитета точности изготовления передачи.}

Коэффициент , учитывающий повышение прочности косозубых передач по контактным напряжениям, определяется по формуле

,

где – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев.

– коэффициент торцового перекрытия.

Коэффициент торцового перекрытия определяется по формуле:

,

Значение коэффициента зависит от величины окружной скорости и назначенной степени точности (квалитета) изготовления передачи. Окружная скорость определяется по формуле .

Степень точности назначается при помощи таблицы зависимости квалитета от величины окружной скорости, а коэффициент определяется по таблице зависимости коэффициента, учитывающего неравномерность нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев от величины окружной скорости и назначенного квалитета .

Окружная скорость м/с.

Назначаем по таблице зависимости квалитета от величины окружной скорости 8 степень точности изготовления передачи. При помощи таблицы зависимости коэффициента, учитывающего неравномерность нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев от величины окружной скорости и назначенного квалитета определяем коэффициент , зависящий от окружной скорости и назначенной степени точности (квалитета): =1,07.

Коэффициент торцового перекрытия определяем по формуле:

.

Коэффициент, учитывающий повышение прочности косозубых передач по контактным напряжениям определяем по формуле:

.

При помощи графика зависимости коэффициента динамической нагрузки

от окружной скорости и квалитета определяем коэффициент динамической нагрузки.

Для 8 степени точности и м/с принимаем = 1,045.

Коэффициент расчетной нагрузки = .

По формуле определяем напряжение, возникающее в линии контакта зубьев, и сравниваем его с допускаемым:

Па.

МПа – условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Фактическое напряжение в линии контакта зубьев не должно превышать допускаемое более чем на 4% и не должно быть менее допускаемого более чем на 20 %.