Определение основных параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние зубчатой передачи a_w=160 мм

Коэффициент относительной ширины ψ_ba по ГОСТ 6636-69 для ассиметричного расположения колес принимаем ψ_ba=0,36

Ширина зубчатого венца колеса b _w4= b _w=ψ_ba а _w=0,36∙160=60 мм принимаем b _w=72 мм

Ширина зубчатого венца шестерни b _w3= b _w4+(3...5) мм=60+(3...5)=63...65 мм

Принимаем b _w3=64 мм
Модуль в нормальном сечении m _n=(0,01...0,02) а _w =1,6…3,2 ≥ 2 мм

По рекомендациям ГОСТ 9563-80 принимаем m _n=2,5

По рекомендациям для косозубых колес принимают в диапазоне 8...16°

Принимаем β=12°

Определяем число зубьев колес

Окончательно принимаем ближайшее целое число Z_∑=125

β =12,419=12°25''8'

Число зубьев шестерни Z₃=Z_∑/(U₃₄+1)=125/(6,3+1)=17,12

Принимаем Z₃=17

Число зубьев колеса Z₄=Z_∑–Z₃=125–17=108

Диаметр делительной окружности шестерни

d₃=(m_nZ₃)/cos β=2,5∙17/0,9766=43,5 мм

Диаметр делительной окружности колеса

d₄=(m_nZ₄)/cos β=2,5∙108/0,9766=276,5 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев

d_a3=d₃+2m_n=43,5+2∙2,5=48,5 мм
d_a4=d₄+2m_n=276,5+2∙2,5=281,5 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев

d_f3=d₃–2,5m_n=43,5–2,5∙2,5=37,25 мм
d_f4=d₄–2,5m_n=276,5–2,5∙2,5=270,25 мм

2. Определяем силы в зацеплении

F _t3=– F _t4=2 T ₄/ d ₄=2∙1002/0,2765=7247,5 Н
F _r3=– F _r4= F _t·tg α/cos β=7247,5∙tg 20°/0,9766=2701,1 Н
F _a3=– F _a4= F _t·tg β =7247,5∙tg 12,419=1596 Н

Схема направления действия сил в зацеплении

Контактное напряжение с учетом всех дополнительных нагрузок:

σ_H= Z _E Z _H Z _ε

коэффициент, учитывающий модуль упругости стальных зубчатых колес

Z_E=190

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей

Z_H=2,5cos β=2,5∙0,9766=2,44

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии:

Z_ε=0,8

коэффициент нагружения приближенно равен

K_H=1,2

σ_H=190∙2,44∙0,8 =665,3 МПа

Считаем полученное значение допустимым [σ_H]=665,3 МПа

Термообработка – улучшение

Необходимая средняя твердость

Назначаем сталь 50 228…255 HB σ_в=800 МПа σ_τ=530 МПа

Назначаем твердость поверхности зубьев колеса 220…240 HB шестерни 230…255 НВ

Определяем число зубьев эквивалентных колеса и шестерни

Z _v3= z ₃/ cos ³β =17/0,93=18,3
Z _v4= z ₄/ cos ³β=108/0,93=116,1

Коэффициент, учитывающий профиль зуба по табл. 5.2:

Y _Fs1=4,2 и Y _Fs2=3,6

Допустимые напряжения определяем по эмпирической зависимости

коэффициент безопасности

коэффициент долговечности

Сравниваем изгибную прочность шестерни и колеса по отношениям

Проверку на изгибную прочность проводим для зуба шестерни как менее прочного

Напряжение изгиба определяется по формуле

Коэффициент нагружения при расчете изгибной прочности приближенно принимаем

K _F=1,3

Напряжение изгиба

Изгибная прочность обеспечена.