Определяем кружную скорость колес:
,
Принимаем 8ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])
Уточняем коэффициенты:
-коэффициенты ширины венца колеса Ψd=b2/d1=45/37,33=1,205
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН β=1,06 и КFβ=1,2
- коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])
КН v=1,03 и KFV = 1.08
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнά =1,05
KFα=0,91
Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:
<
<[σн]= 493МПа
Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%
Что менее допустимой в 15%.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
Z1/cosβ3 = 24/0,964283=27
Z2/cosβ3 = 120/0,964283=134
выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба YF1=3,85 и YF2=3,60
Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:
Прочность зубьев обеспечивается.
Результаты расчета сводим в таблицу 2.
Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
Проектный расчёт
| ||||||
Параметр | Значение | Параметр | значение | |||
Межосевое расстояние aω | 112 мм. | угол наклона зубьев: β | 15o20’ | |||
Модуль зацепления m | 1,5мм | Диаметр делительной окружности Шестерни d1 Колеса d2 |
37,33 мм 186,67 мм | |||
Ширина зубчатого венца Шестерни b1 Колеса b2 | 50 45 | |||||
Число зубьев Шестерни z1 Колеса z2 | 24 120 | Диаметр окружности вершин зубьев Шестерни da1 Колеса da2 | 40,37 мм 189,67 мм | |||
Вид зубьев | косозубая | Диаметр окружности впадин зубьев Шестерни df1 Колеса df2 | 33,73 мм 183,07 мм | |||
Проверочный расчёт | ||||||
Параметры | Допускаемые значения | Расчетные значения | примечания | |||
Контактное напряжение σH МПа | 493 | 450,1 | Недогрузка 8,7% | |||
напряжение изгиба МПа | σF1 | 294 | 110,1 | Недогрузка | ||
σF2 | 256 | 123,8 | Недогрузка |