2.3. Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из расчета на выносливость по контактным напряжениям [1, с.11]:

где К_а =450 – для прямозубых колес;

Т₁ – крутящий момент на шестерне, Нм;

К_н – коэффициент контактной нагрузки; так как размеры передачи неизвестны, то предварительно зададим К_Н=1,2;

_ba – коэффициент ширины колеса, _ba =0,4 (колеса расположены симметрично относительно опор [1, с. 12]).

. Принимаем

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля:

m = (0.01 – 0.02) а_ω=1,12…2,24 мм. Принимаем m=2 мм.

Сумма зубьев шестерни и колеса по формуле:

Z_C = .

Число зубьев шестерни по формуле:

Z₁= .

Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_C – Z₁=112-20=92.

Фактическое передаточное число[1, с. 13]:

.

Рабочая ширина зубчатого венца, равная ширине венца колеса [1, с. 14]:

b_ω = b₂ = ψ_ba ^. а_ω= 0.4 ^. 112 =45 мм.

Ширина венца шестерни принимается на 2…5 мм больше чем ширина колеса:

b₁ =45+5=50 мм.

Делительные диаметры [1, с. 14]:

Шестерни: d₁ = m ^. Z₁ =2 ^. 20 =40 мм.

колеса: d₂ = m ^. Z₂ = 2 ^. 92=184 мм.

Диаметры вершин зубьев по формуле:

шестерни: d_a1 = d₁ + 2m =40+ 2 ^. 2 =44 мм.

колеса: d_a2 = d₂ + 2m = 184 + 2 ^. 2 = 188 мм.

Диаметры впадин зубьев по формуле:

шестерни: d_f1 = d₁ – 2,5m =40– 2,5 ^. 2 =35 мм.

колеса: d_f2= d₂ – 2,5m = 184– 2,5 ^. 2= 179 мм.

Окружная скорость зубчатых колёс [1, с. 14]:

V = ;

Для полученной скорости выбираем степень точности передачи n_ст=8.

2.4. Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности [1, с. 15]:

,

где Z=9600 для прямозубой передачи [1, с. 15];

К_н – коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент контактной нагрузки [1, с. 12]:

,

где К_Н - коэффициент распределения нагрузки между зубьями [1, с. 15];

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий [1, с. 15];

К_Нv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

где К_w – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ350 [1, с. 15]:

,

где V – окружная скорость в зацеплении.

тогда

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Для его определения найдем коэффициент ширины венца по диаметру [1, с. 15]:

Тогда [1, табл. 9.1]

Коэффициент [1, табл. 10.1].

МПа, что меньше расчетного _НР =482 МПа. Недогрузка по контактным напряжениям 4,4 %, что меньше допускаемых 15%.

Условие изгибной прочности

В зубьях шестерни [1, с. 16]:

,

В зубьях колеса [1, с. 16]:

где Y_FS – коэффициент формы зубы [1, с. 17];

К_F – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба [1, с. 18];

,

где Z_v – эквивалентное число зубьев [1, с. 17], ;

Коэффициент нагрузки

,

где К_F - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления колес на распределение нагрузки между зубьями [1, с. 18];

К_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца [1, с. 18];

К_Fv– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения [1, с. 18];

Недогрузка не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку _F1 [_FP1] и _F2 [_FP2].

Силы в зацеплении:

Окружная по формуле:

Радиальная по формуле:

_,

Осевая сила отсутствует_.