4.1 Проектный расчет.

1.Межосевое расстояние определяется по формуле:

, где

К_а = 43– вспомогательный коэффициент для косозубых передач; ψ_b = 0,28 – коэффициент ширины венца колеса; К_Нβ = 1,0 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес; u – передаточное число редуктора.

a_w= 43*(5+1) = 72,25 (мм)

Округлим до стандартного значения a_w = 73 (мм).

2. Определим модуль зацепления m по формуле:

m = , где

Кm= 5,8 – вспомогательный коэффициент; b₂ = ψ*a_w – ширина венца колеса, мм; d₂ = – делительный диаметр колеса, мм.

Расчет:

m = 0,85

Полученное значение модуля m округлим в большую сторону до стандартного числа m = 1

3. Определим угол наклона зубьев для косозубых передач:

_min = º

4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z₁ +z₂ = = = 143,84

Полученное значение округлим в меньшую сторону до целого числа: 143

Уточним действительную величину угла наклона зубьев:

ᵦ ) = arccos(

5. Определим число зубьев шестерни:

z₁

Примем 24

6. Найдем число зубьев колеса:

z₂ = z₁ =143 – 24 = 119

7. Фактическое передаточное число u_ф и отклонение Δu от заданного u:

u_ф= =4,96 ;

Δu = = * 100% = 0,83% < 4%

Норма отклонения передаточного числа Δu выполняется.

8. Фактическое межосевое расстояние:

a_w = = = 73 (мм)

9. Фактические основные геометрические параметры передачи, мм.

Таблица 4.1

Параметр		Шестерня	Колесо
		косозубая	косозубая
Диаметр	делительный	d1=m*z1/cos d1= 24,5	d2=m*z2/cos d2 = 121,5
	вершин зубьев	da1 = d1+2*m da1= 26,5	da2=d2+2*m da2= 123,5
	впадин зубьев	df1= d1-2.4*m df1= 22,1	df2= d2-2.4*m df2= 119,1
Ширина венца		b1=b2+2 b1 = 22	b2=ψa*aw b2 =20,44 = 20

4.2. Проверочный расчет

1. Проверка межосевого расстояния:

a_w= =

2. Проверка контактного напряжения σ_Н, Н/мм:

σ_Н = К* ≤ [σ]_Н, где

К- вспомогательный коэффициент, К = 376; Ft = – окружная сила в зацеплении, Н; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; коэффициент динамической нагрузки, зависящей от степени нагрузки и степени точности передачи.

Расчет:

σ_Н = 376* = 420,42

420,42>414, перегрузка 1,55% допускается

3. Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2, Н/мм²:

σ_F2 = Y _F2*Yᵦ* K_Fα *K_Fᵦ*K_Fv ≤ [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2* ≤ [σ]_F1 , где

K_Fα = 1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями; K_Fᵦ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; K_Fv = 1.11 – коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес (3,2) и степени точности передачи (9); Y _F2 и Y _F1 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса; Yᵦ=1 - - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Расчет:

σ_F2 = 3.6*(1 - )* 1 ·1·1.11 = 79,46 ≤ [σ]_F2 = 145

σ_F1 = 79,46* = 86,08 ≤ [σ]_F1 = 191

4.Все результаты вычислений занесем в таблицу

Табличный ответ к разделу 4 Таблица 4.2

Проектный расчет
Параметр		Значение		Параметр		Значение
Межосевое расстояние aw		73		Угол наклона зубьев β		11,635°
Модуль зацепления		1		Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2		24,5 121,5
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2		22 20
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2		24 119		Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2		26,5 123,5
Вид зубьев		косозубые		Диаметр окружности впадин: Шестерни df1 Колеса df2		22,1 119.1
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемые значения		Расчетные значения
Контактные напряжения σ, Н/мм²			414		420,42
Напряжения изгиба, Н/мм²	σF1		191		86,08
	σF2		145		79,46