2.3. Допускаемые напряжения изгиба

Для шестерни

МПа,

МПа,

Где:

– предел изгибной выносливости стали 40ХН при поверхностной закалке: МПа,

– предел изгибной выносливости стали 40Н при поверхностной закалке: МПа,

– коэффициент безопасности материалов при принятом способе изготовления колес – ковка или штамповка.

2.4.Определение основных параметров передачи

2.4.1. Межосевое расстояние

Межосевое расстояние, а*_w (мм) из условия обеспечения контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле:

,

где К_а - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач К_а = 495,

u - передаточное число,

Ψ_bа - коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, который определяется по таблице 4.8.[2] в зависимости от положения колес относительно опор и твердости зубьев, Ψ_bа = 0,4 (симметричная схема и НВ_1,2 < 350).

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, принимают в зависимости от расположения шестерни относительно опор, .

Принято: a_w = 180 мм, по ГОСТ 2185-88.

2.4.2. Ширина венца зубчатого колеса и шестерни

Ширина венца зубчатого колеса определяется по формуле:

,

Принято: по ГОСТ 6636-69.

Для компенсации неточностей установки колёс в осевом направлении ширину венца шестерни принимают на 3…..5 мм больше ширины колеса, т.е.

b₁ = b₂+(3…5) = 75 мм.

2.4.3. Номинальный модуль зубьев

Определяем номинальный модуль зубьев по критерию:

,

где – вспомогательный коэффициент для прямозубых колес =6,6

Что удовлетворяет условию ≥1,5 мм

Полученное значение модуля удовлетворяет стандарт, в соответствии с ГОСТом 9063-60. принято значение модуля =3,5 мм.

2.4.4. Число зубьев и Фактическое передаточное число

Суммарное число зубьев Z_∑ для прямозубых передач по формуле:

,

где - угол наклона линии зуба.

Для прямозубых передач = 0⁰ , т.е. cos =1.

Определяем суммарное число зубьев по формуле (16):

,

Число зубьев шестерни определяется по формуле:

, принято Z₁ = 35

Тогда число зубьев колеса вычисляется по формуле:

,

Фактическое передаточное число определяется по формуле:

,

Отклонение действительного передаточного числа от ранее принятого составляет:

.

2.4.5. Основные геометрические размеры передачи

Делительные диаметры прямозубых передач:

для шестерни: ,

для колеса: .

Диаметры вершин шестерни и колеса:

для шестерни: ,

для колеса: .

Диаметр впадин шестерни и колеса:

для шестерни: ,

для колеса: .

Высота зубьев:

.

6. Окружная скорость в зацеплении

.

2.4.7. Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила

,

Радиальная сила

,

где - угол зацепления для прямозубой передачи =20⁰.

Осевая сила

,

где: =0⁰, т.е. =0.

2.5. Проверочный расчет передачи

2.5.1. На контактную выносливость

,

где – коэффициент нагрузки.

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач,

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, = 1,1.

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, .

числовой коэффициент для прямозубых.

МПа,

Условие контактной выносливости зубьев шестерни и колес выполнено.