Проектировочный расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи

Межосевое расстояние a_w (мм) из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по [ 26. ф.3.7. с.32]

, (1)

где k_a = 49, 5 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач; для косозубых и шевронных k_a = 43 [26. с.32];

Т – Н · мм;

К_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. При несимметричном расположении колес относительно опор при НВ > 350 К_Hβ = 1, 15-1, 35 [26. с.32 табл.3.1], К_Hβ = 1, 2;

Ψ _ba – коэффициент ширины зуба. Ψ _ba = b/a. Для прямозубых принимают Ψ _ba = 0, 125…0, 25 [26. с.33; ГОСТ 2185-66]. Принят Ψ _ba = 0, 2.

Расчет межосевого расстояния a _w2с выполняется по формуле (1) с учетом таблицы 6 (практическое занятие № 8).

.

Принято а _w2c = 180 мм согласно ГОСТ 2185-66, 2-ой ряд.

Модуль m (мм) в интервале (0, 01…0, 02) а_w2c, m = (0, 01…0, 02) · 180 = 1, 8…3, 6 мм. Принят m = 3 согласно стандарта ГОСТ 9563-60.

Суммарное число зубьев z_Σ :

. (2)

шестерни: ; (3)

колеса: . (4)

Параметры зубчатого зацепления:

. (5)

. (6)

. (7)

Ширина шестерни: ; (8)

колеса: . (9)

Контроль межосевого расстояния а_w2c (мм) по формуле:

. (10)

Окружная скорость υ (м/с) зубчатых колес по формуле:

, (11)

где d₃ – мм; n₃ – мин^-1.

Назначается степень точности изготовления колес по ГОСТ 1643-81.

Силы в зацеплении F (Н):

окружная ; (12)

радиальная . (13)

Диаметры валов

, (14)

где [τ _k] = 25 МПа.