2.2.6. Основные размеры передачи.

1. Число зубьев.

а) Суммарное число зубьев:

Z_ = Z₁ + Z₂ = 2a_W/m = 2180/3 = 120

б) Число зубьев шестерни и и колеса:

Z₁ = Z_/(u + 1) = 120/(4,5 + 1) = 22, Z₂ = Z_ - Z₁ = 120 - 22 = 98

2. Фактическое передаточное число: u_Ф = Z₂/Z₁ = 98/22 = 4,45

|u_Ф - u|/u100 % = 1,11 % < 4 %

Для дальнейших расчетов принимаем u = u_Ф = 4,45.

3. Основные геометрические параметры:

1) делительное межосевое расстояние

а = Z_m/2 = 1203/2 = 180 мм

2) делительный диаметр шестерни и колеса

d₁ = mZ₁ =322 = 66 мм, d₂ = mZ₂ = 398 = 294 мм

3) диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

d_a1 = d₁ + 2m = 66+ 23 = 72 мм, d_a2 = d₂ + 2m = 294 + 23 =300 мм

4) диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

d_f1 = d₁ – 2,5m = 66– 2,53 = 58,5 мм,

d_f2 = d₂ – 2,5m = 294 – 2,53 = 286,5 мм

5) ширина зубчатого венца колеса и шестерни

b₂ = _baa_W = 0,315180 = 56 мм,

b₁ = b₂ + 5 =56 + 5 = 61 мм

2.3. Проверочный расчет передачи.

2.3.1. Расчет на контактную прочность

Контактные напряжения:

_H =  =  = 911,69 МПа

Контактная прочность обеспечена: _H = 911,69 МПа > [_H] = 804,33 МПа, перегрузка составляет 13% что допускается.

2.3.2. Расчет на прочность при изгибе.

1. Силы в зацеплении:

Окружная сила: F_t1 = F_t2 = 2T₁10³/d₁ = 2310,3310³/66 = 9404 H

Радиальная сила: F_r1 = F_r2 = F_ttg = 9404tg20 = 3423 H

2. Коэффициенты формы зуба:

Y_FS1 = 3,47 + 13,2/Z₁ = 3,47 + 13,2/22 = 4,07,

Y_FS2 = 3,47 + 13,2/Z₂ = 3,47 + 13,2/98 = 3,605

3. Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба: Y_ = 1 - /100 = 1

4. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Y_ = 1,0 - для прямозубой передачи.

Напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

_F2 = F_tK_F Y_FS2Y_Y_ = 94041,509·3.60511,0 = 228,38

b₂m 564

_F1 = _F2Y_FS1/Y_FS2 = 228,38 4,07/3,605 = 257,84 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена:

_F2 = 228,38 МПа  []_F2 = 300 МПа,

_F1 = 257,84 МПа  []_F1 = 300 МПа.