Проектный расчет зубчатой передачи

8.1. Предварительное значение межосевого расстояния:

T_T – номинальный крутящий момент на валу колеса, Н*м

u’- заданное передаточное число

К_Н – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых и шевронных передачах

[σ ]_H – допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψ _а =0, 4 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

По ГОСТу 2185-66 округляем до стандартного значения: а=120мм

8.2. Рабочая ширина венца колеса:

Рабочая ширина шестерни:

8.3. Модуль передачи:

[мм]

;

Принимаем m_n = 1, 5мм по ГОСТ 9563-60.

8.4 Суммарное число зубьев и угол наклона зуба для косозубых колес:

Минимальный угол наклона зубьев:

Суммарное число зубьев:

Принимаем Z_∑ =145

8.5. Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

Z_min = 17cos³β = 17cos³25^o= 12, 65

Принимаем z₁ = 26

Z₂= Z_∑ -Z₁=145-26=119

8.6. Фактическое значение передаточного числа:

8.7. Проверка зубьев на изгибную выносливость

8.7.1. Зуб колеса

T_T – крутящий момент на валу колеса, Н*м

К_F – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fα =0, 91- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Y_Fα – коэффициент, учитывающий форму зуба

Y_Fα =3, 61

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба

U- передаточное число

b₂- рабочая ширина венца колеса, мм

m_n- модуль передачи

а- межосевое расстояние

[σ ]_F2- допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

8.7.2 Зуб шестерни

Y_F1- коэффициент, учитывающий форму зуба

8.8. Диаметры делительных окружностей

мм

мм

43+197=240=2*120=240 – верно

8.9. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни:

d_a1 =d₁ +2∙ m_n=43+2∙ 1, 5=46 мм

d_f1 =d₁ -2, 5∙ m_n=43-2, 5∙ 1, 5=39, 25 мм

Колесо:

d_a2 =d₂ +2∙ m_n=197 +2∙ 1, 5=200 мм

d_f2 =d₂ -2, 5∙ m_n=197-2, 5∙ 1, 5=193, 25 мм

8.10. Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни

D=d_a1+6 = 46+6=52 < D_max=125 мм.

Толщина сечения обода колеса

S=C≈ 0, 3b₂=0, 3∙ 48=14, 4мм < S_max=125мм

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

8.11. Силы, действующие на валы зубчатых колес:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила: