Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

a_w = (u + 1) ,

где = 450 для прямозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач принимаем = 0.315 (ряд на с. 11). На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки K_Н = 1.2. Тогда

a_w = 450 (4 + 1) = 182.28 мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (см. табл. 6.1): a_w = 200 мм.

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m = (0, 01…0, 02) a_w = (0.01…0.02) 200 = 2…4 мм.

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m = 2.5 мм

(см. табл. 5.1).

Суммарное число зубьев передачи Z = = = 160.

Число зубьев шестерни Z ₁ = = = 32.

Число зубьев колеса Z ₂ = Z - Z ₁ = 160-32 = 128.

Фактическое передаточное число u _ф = = = 4.

При u 4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5 %.

u = 100 = 100 = 0.

Учитывая, что Z ₁ > 17, принимаем коэффициенты смещения x ₁ = 0, x ₂ = 0.

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле

b_{w 2} = = 0.315•200 = 63 мм.

Округлим b_{w 2} до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с. 14: b_{w 2} = 63 мм. Ширину зубчатого венца шестерни b_{w 1} принимают на 2…5 мм больше чем b_{w 2.} Примем b_{w 1} = 67 мм.

Диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности d_j = mZ_j,

d ₁ = 2.5•32 = 80 мм, d ₂ = 2.5•28 = 320 мм,

окружности вершин зубьев d_aj = d_j +2 m (1+ x_j),

d_{a 1} = 80 + 2•2.5 = 85 мм, d_{a 2} = 320 + 2•2.5 = 325 мм,

окружности впадин зубьев d_fj = d_j - 2 m (1.25 - x_j),

d_{f 1} = 80 - 2•2.5•1.25 = 73.75 мм, d_{f 2} = 320 - 2•2.5•1.25 = 313.75 мм.

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

V = = = 4.076 м/с.

Для полученной скорости назначим степень точности передачи n _ст = 8

(см. табл. 8.1).