2.3 Проектный расчёт

Межосевое расстояние принимаем как у тихоходной ступени a_w = 180 мм.

Определим модуль зацепления:

где К_m – вспомогательный коэффициент;

d₂ = 2a_wu/(u + 1) = 21803,96/(3,96 + 1) = 287,42 мм – делительный диаметр колеса;

b₂ = _aa_w = 0,28180 = 50 мм – ширина венца колеса.

m  25,822010³/(287,4250256) = 1,69 мм.

Полученное значение модуля округляем до стандартного m = 2 мм.

Минимальный угол наклона зубьев:

_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,52/50) = 7,99.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_ = 2a_wcos_min/m = 2180cos(7,99)/2 = 178,26.

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

 = arccos(z_m/(2a_w)) = arccos(1782/(2180)) = 8,55.

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_/(1 + u) = 178/(1 + 3,96) = 35,9.

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа z₁ = 36.

Число зубьев колеса:

z₂ = z_ – z₁ = 178 – 36 = 142.

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение:

u_ф = z₂/z₁ = 142/36 = 3,94;

(|3,94 – 3,96|/3,96)100% = 0,4 < 4 %.

Определим фактическое межосевое расстояние

a_w = (z₁ + z₂)m/(2cos) = (36 + 142)2/(2cos8,55) = 180 мм.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d₁ = mz₁/cos = 236/cos8,55 = 72,8 мм;

d₂ = mz₂/cos = 2142/cos8,55 = 287,2 мм.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

d_a1 = d₁ + 2m = 72,8 + 22 = 76,8 мм;

d_a2 = d₂ + 2m = 287,2 + 22 = 291,2 мм.

Диаметры впадин зубьев:

d_f1 = d₁ – 2,4m = 72,8 – 2,42 = 68,0 мм;

d_f2 = d₂ – 2,4m = 287,2 – 2,42 = 282,4 мм.

Определим силы в зацеплении:

окружная F_t = 2T₂10³/d₂ = 222010³/287,2 = 1532 Н;

радиальная F_r = F_ttan20/cos = 15320,364/cos8,55 = 564 Н;

осевая F_a = F_ttan = 1532tan8,55 = 230 Н.

2.4 Проверочный расчёт

Проверим условие пригодности заготовок колёс:

D_заг = d_a1 + 6 = 76,8 + 6 = 82,8 мм < D_пред;

S_заг = b₂ + 4 = 50 + 4 = 54 мм < S_пред.

Условия выполнены.

Проверим контактные напряжения

где К – вспомогательный коэффициент;

К_Н – коэффициент распределения нагрузки;

K_Н – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

К_Нv – коэффициент динамической нагрузки.

Окружная скорость колёс:

v = ₂d₂/(210³) = 77287,2/2000 = 11,06 м/с.

Степень точности передачи – 7.

Расчётное контактное напряжение:

_Н = 376((1532(3,94 + 1)/(287,250))1,111,08)^1/2 = 466,5 < 514,3 Н/мм².

Полученное значение меньше допустимого на 9,3%, условие выполнено.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

_F2 = Y_F2Y_F_tK_FK_FK_Fv/(b₂m) ≤ []_F2;

_F1 = _F2Y_F1/Y_F2 ≤ []_F1,

где K_F – коэффициент распределения нагрузки;

K_F – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

K_Fv – коэффициент динамической нагрузки;

Y_F – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

Y_ = 1 – /140 = 0,94 – коэффициент наклона зуба.

_F2 = 3,610,9415320,8111,27/(502) = 53,0 < 256 Н/мм²;

_F1 = 53,03,73/3,61 = 54,8 < 294,1 Н/мм².

Условия выполнены.

3 Расчёт косозубой цилиндрической передачи (тихоходная ступень)