Определим суммарное число зубьев для прямозубых колес

 

Z_∑=Z₁ + Z₂=2а/m(1.8.19)

Z_∑=2•47/2=47

Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

 

Z₁= Z_∑ /(u+1)=47/(0,7+1)=27,6. (1.8.20)

Принимаем Z₁=27.

Число зубьев колеса

 

Z₂= Z_∑ - Z₁=47-27=20. (1.8.21)

Фактическое передаточное число

 

u_ф= Z₂/Z₁=20/27=0,74(1.8.22)

∆u= ׀u_ф- u׀• 100/u=׀0,74- 0,74׀ •100/0,74=0≤4%

 

Условие выполняется

Определяем фактическое межосевое расстояние

 

а= (Z₁+ Z₂) m/2=(27+20)•2/2=47 мм(1.8.23)

Диаметры колес

Делительные диаметры:

шестерни

 

=2•27=54 мм;  (1.8.24)

 

колеса

 

=2•20=40 мм; (1.8.25)

 

Диаметры окружностей вершин и впадин

шестерни

 

=54+2•2=58 мм; (1.8.26)

=54-2,5•2=49 мм. (1.8.27)

колеса

 

=40+2•2=44мм;  (1.8.28)

=40-2,5•2=35 мм. (1.8.29)

Проверочный расчет

Проверяем межосевое расстояние

 

а=( /2=(54+40)/2=47 мм (1.8.30)

Пригодность заготовки колес

Диаметр заготовки шестерни

 

D_заг=d_а1+6=58+6=64мм. (1.8.31)

 

Размер заготовки колеса закрытой передачи

 

S_заг= b₂+4=20+4=24 мм. (1.8.32)

 

Если колесо без выточек, то

 

С_заг= b₂=20 мм.

 

По таб. 2.1 (8) D_пред=125 мм и S_пред=80 мм.

Следовательно, условия D_заг≤ D_пред и S_заг ≤ S_пред выполняется.

Силы в зацеплении

Окружная

 

(1.8.33)

Радиальная

 

(1.8.34)

 

Осевая

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

 

Коэффициент = b₂/d₁=20/54=0,37(1.8.35)

 

Окружная скорость колеса

 

υ₂=0,5 ω₃ d₂=0,5 •141,5• 0,040=2,83 м/с. (1.8.36)

 

По табл. 2.4 (7) степень точности передачи – 8, для прямозубых колес коэффициент К_Fa=1. Коэффициент, учитывающий наклон зубьев,  =1.

По таблице 4.4 (8) коэффициенты равны Y_F1=3,7, Y_F2=3,82. Коэффициент К_Fυ2 =1,4 для колеса и К_Fυ1 =1,2 для шестерни. Коэффициент неравномерности нагрузки для прирабатывающихся зубьев колес равен  

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса и шестерни

 

σ_F2=  К_Fа  К_Fυ2 Y_F2 F_t/(b₂ m)=(1•1•1•1,4•3,81•378/(0,020•0,002)= 50•10⁶ Па,(1.8.37)

 

что меньше [σ]_F2=293•10⁶ Па,

 

σ_F1= σ_F2 Y_F1/ Y_F2;

 

Тогда расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

σ_F1= 50•10⁶• 3,7/3,82=48•10⁶ Па, что меньше [σ]_F1=310•10⁶ Па.

 

Следовательно, прочность на изгиб зубьев колес обеспечена.

Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям.

 

, (1.8.38)

 

где К- вспомогательный коэффициент равный К=436;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для прямозубых колес =1;

- коэффициент динамической нагрузки.

Передаточное число передачи u=0,74. По расчету имеем: F_t=378 Н, d₁=54мм, b₂=20 мм.

Тогда расчетное контактное напряжение

 

=396•10⁶ Па, что меньше [σ]_н=656•10⁶ Па.

Предварительный расчёт валов и предварительный выбор подшипников

Расчет и проектирование тихоходного вала, подбор подшипников и схемы их установки

 

рис. 1.8.3 -Тихоходный вал