Определение усилий в зацеплении. Окружная сила Ft = 2 · T2 / d2 = 2 · Tвых×103 / d2 =2×415,9×103/193,5 = 4299 H;

Окружная сила F_t = 2 · T₂ / d₂ = 2 · T_вых× 10³ / d₂ = 2×415,9×10³/193,5 = 4299 H;

радиальная сила F_r = F_t · tga / Сosb = 4299 ×tg 20 ° / 0,9821 = 1593 H;

осевая сила F_а = F_t · tgb = 4299 × 0,1918 = 825H.

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям

где s_Н – контактное напряжение; T₁ = T_вх, Н·мм; U = U_{цил ф}; sin 2 a = 0,6428;

К_H = К_Hb·K_HV - коэффициент расчетной нагрузки;

Z_Hb – коэффициент повышения контактной прочности зубьев косозубых передач:

где K_Ha = 1,07– коэффициент, учитывающий многопарность зацепления косозубой передачи (таблица 4.11 [1.1]);

e_a - коэффициент торцового перекрытия.

e_a =[1,88 – 3,2× (1 /Z₁ +1/Z₂)] ×сosb =[1,88 – 3,2×(1/34+1/76)]×0,9821 =1,713.

По таблице 4.10 [1.1] K_HV = 1,02, а К_Hb = 1,02 (см. выше), тогда

K_H = К_Hb × К_HV = 1,02 1,02 = 1,04.

Получаем, что расчётное контактное напряжение

Таким образом, недогруз передачи составляет D = (([s_H] - s_H) / [s_H]) · 100% = ((509 – 440)/509)×100% = 13,6% > 10%, что показывает значительную недогруженность передачи [1.1]. Для того увеличить параметры контактного напряжения, необходимо уменьшить межосевое расстояние а.

Округлим расчетное межосевое расстояние в меньшую сторону до a = 130мм – табл. 4.7 [1.1].

Определим ширину колесa:

b¢₂ = y_ba · a = 0,4 · 130 = 52 мм.

По ряду нормальных линейных размеров (табл. 1.1 [1.1]) примем b₂ = 52мм. Из табл. 4.12 [1.1] ширина шестерни b'₁ = 1,08 × b₂ = 1,08 × 52 = 56,16мм. По табл. 1.1 [1.1] b₁ = 56 мм.

Модуль передачи

m_n = b₂ / y_m = 52 / (30...20) = 1,7…2,6 мм.,

По табл. 4.6 [1.1] стандартное значение модуля m_n= 2,5мм.

Принимаем коэффициент осевого перекрытия e_b = 1,2 и по формуле (3.23) [2.1] определяем угол наклона зубьев:

sinb = p × e_b × m_n / b₂ =p× 1,2 × 2,5 /52 = 0,1812. Отсюда b = 10,44°.

Определяем суммарное число зубьев:

Z¢_S = 2 · a × сosb / m_n = 2×130×0,9834/2,5 = 102,3. Примем Z_S = 102.

Число зубьев шестерни Z₁ = Z_S / (U¢_цил + 1 ) = 102/(2,2+1) = 31,9.

Примем ближайшее целое число Z₁ = 32 >Z_min = 17 (таблица 4.8 [1.1].

Число зубьев колеса Z₂ = Z_S - Z₁ = 102 – 32 = 70.

Фактическое передаточное число цилиндрической передачи:

U_{цил ф} = Z₂ / Z₁ = 70 /32= 2,2.

Уточняем угол наклона зубьев:

сosb = m_n · Z_S / ( 2 a) = 2,5 × 102 / (2 × 130) = 0,9808, b = 11,25°.

Делительные диаметры шестерни и колеса равны соответственно

d₁ = m_n · Z₁ / сosb = 2,5 × 32 / 0,9808 = 81,6 мм,

d₂ = m_n · Z₂ / сosb = 2,5 × 70 / 0,9808 = 178,4мм.

Уточняем межосевое расстояние:

а = (d₁ + d₂) / 2 =(81,6+178,4) / 2 = 130 мм.

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев шестерни:

d_a1 = d₁ + 2 · m_n = 81,6 + 2 × 2,5 = 86,6 мм;

d_f1 = d₁ – 2,5 · m_n = 81,6 – 2,5 × 2,5 = 75,35мм;

колеса:

d_a2 = d₂ + 2 · m_n = 178,4 +2× 2,5 = 183,4мм;

d_f2 = d₂ – 2,5 · m_n = 178,4 – 2,5× 2,5 = 172,15 мм.

Линейная скорость зацепления

V = p · d₁ · 10^-3 × n_вх / 60 =p× 81,6×10^-3× 384/60 = 1,6 м/с.

По таблице 4.9 [1.1] назначаем 8-ю степень точности передачи.