Проектный расчет зубчатой передачи.

Проектный расчет зубчатой передачи производится из условия контактной выносливости зубьев. Целью расчета является определение размеров зубчатых колес, при которых исключается преждевременный выход передачи из строя вследствие усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Принимаем косозубую передачу, так как она по сравнению с прямозубой обладает рядом преимуществ: снижение габаритов, повышение плавности работы колес, уменьшение шума, увеличение нагрузочной способности, возможность обеспечения требуемого межосевого расстояния.

3.1.1. Предварительное межосевое расстояние зубчатой пары a'_w (мм) определяется по зависимости [9]

                                              ,                    (7)

где К_а – коэффициент, равный для косозубой передачи К_а = 430 МПа^1/3;

     U – передаточное число редуктора, U = 4;

    T₂ – вращающий момент на валу колеса, T₂ = 168 Н·м;

 – допускаемое контактное напряжение,  = 518 МПа;

   – коэффициент ширины венца зубчатого колеса, рекомендуемые значения = 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 [8];      

 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, определяемый по рекомендациям [4] в зависимости от расположения колеса по отношению к опорам и коэффициента ширины колеса  .      

Принимая , получаем .

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем, как в случае несимметричного расположения колес, значение  = 1,25 [9].

Подставляя значения параметров в формулу (7), получаем предварительное значение межосевого расстояния

                                       .

Округляя полученное значение до ближайшего значения из единого ряда главных параметров [8], получаем , которое и принимается за окончательное значение межосевого расстояния .

3.1.2. Определяем значения диаметров начальных окружностей d_w1 и d_w2 (для некорригированных колес совпадающих с делительными диаметрами d₁ и d₂) шестерни и колеса и ширины зубчатого венца b_w (рис. 1)

                                                  ,

                                        .

                                                .

Округляя значение b_w до ближайшего значения из единого ряда главных параметров [8], получаем b_w = 45 мм.

Рис. 1. Зубчатая пара

3.1.3. Ширина зубчатых венцов колеса b₂ и шестерни b₁ (шестерня делается несколько шире для того, чтобы при смещении вала шестерни относительно вала колеса, вызванного неточностью сборки, рабочая длина сопряженных зубьев оставалась равной значению b_w)

                                     

3.1.4. Нормальный модуль зубьев определяется по эмпирической зависимости [1]

                                                      , или

                                           .

    Принимаем по ГОСТ 9563-60 .

 

3.1.5. Суммарное число зубьев определяется по зависимости [8]

                                                             ,

где β – угол наклона линии зуба.

Принимая по рекомендациям [8] значение угла , получим:

                                        .

Округляя до ближайшего целого числа, находим .

Числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂

                                             ,

                                         .

Фактическое значение передаточного числа

                                                            

совпадает со значением, принятым в п.п. 1.3, и, следовательно, погрешность передаточного числа .

3.1.6. Уточненное значение угла наклона зуба (из-за округления z_S)

                                      ,

                                      .

3.1.7. Определяем диаметры шестерни и колеса (делительные, окружностей вершин зубьев и окружностей впадин) и делительное межосевое расстояние [1]. 

Делительные диаметры

                                   ,

                                     .

Диаметры окружностей вершин зубьев

                            ,

                         ,

где  – коэффициент высоты головки зуба исходного контура, по ГОСТ 13755-81 ;

Диаметры окружностей впадин

                 ,

              ,

где  – коэффициент радиального зазора, по ГОСТ 13755-81 .

Делительное межосевое расстояние

                                     

совпадает со значением a_w = 112 мм, и, следовательно, расчет выполнен правильно.

3.1.8. Окружная скорость вращения колес в полюсе зацепления (на делительном диаметре)

                                        .

По рекомендациям [9] принимаем степень точности изготовления зубчатых колес 9-В (ГОСТ 1643-81), что означает 9-ю степень кинематической точности, плавности и контакта зубьев; вид сопряжения В (нормальный боковой зазор).