Определение основных параметров зубчатой передачи
Межосевое расстояние зубчатой передачи aw=160 мм
Коэффициент относительной ширины ψba по ГОСТ 6636-69 для ассиметричного расположения колес принимаем ψba=0,36
Ширина зубчатого венца колеса bw4=bw=ψbaаw=0,36∙160=60 мм принимаем bw=72 мм
Ширина зубчатого венца шестерни bw3=bw4+(3...5) мм=60+(3...5)=63...65 мм
Принимаем bw3=64 мм
Модуль в нормальном сечении mn=(0,01...0,02)аw =1,6…3,2 ≥ 2 мм
По рекомендациям ГОСТ 9563-80 принимаем mn=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=(mnZ3)/cos β=2,5∙17/0,9766=43,5 мм
Диаметр делительной окружности колеса
d4=(mnZ4)/cos β=2,5∙108/0,9766=276,5 мм
Диаметры окружностей вершин зубьев
da3=d3+2mn=43,5+2∙2,5=48,5 мм
da4=d4+2mn=276,5+2∙2,5=281,5 мм
Диаметры окружностей впадин зубьев
df3=d3–2,5mn=43,5–2,5∙2,5=37,25 мм
df4=d4–2,5mn=276,5–2,5∙2,5=270,25 мм
2. Определяем силы в зацеплении
Ft3=–Ft4=2T4/d4=2∙1002/0,2765=7247,5 Н
Fr3=–Fr4=Ft·tg α/cos β=7247,5∙tg 20°/0,9766=2701,1 Н
Fa3=–Fa4=Ft·tg β =7247,5∙tg 12,419=1596 Н
Схема направления действия сил в зацеплении
Контактное напряжение с учетом всех дополнительных нагрузок:
σH= ZEZHZε
коэффициент, учитывающий модуль упругости стальных зубчатых колес
ZE=190
коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей
ZH=2,5cos β=2,5∙0,9766=2,44
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии:
Zε=0,8
коэффициент нагружения приближенно равен
KH=1,2
σH=190∙2,44∙0,8 =665,3 МПа
Считаем полученное значение допустимым [σH]=665,3 МПа
Термообработка – улучшение
Необходимая средняя твердость
Назначаем сталь 50 228…255 HB σв=800 МПа στ=530 МПа
Назначаем твердость поверхности зубьев колеса 220…240 HB шестерни 230…255 НВ
Определяем число зубьев эквивалентных колеса и шестерни
Zv3=z3/cos3β =17/0,93=18,3
Zv4=z4/cos3β=108/0,93=116,1
Коэффициент, учитывающий профиль зуба по табл. 5.2:
YFs1=4,2 и YFs2=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
KF=1,3
Напряжение изгиба
Изгибная прочность обеспечена.