Рассчитать геометрические параметры прямозубой зубчатой передачи

Определим крутящий момент на валу
T=Pω,
где ω – угловая скорость вала
ω=2πn60=2×3,142×73060=76,46 с-1
T=Pω=2500076,46=326,97 Нм
Определим допускаемое контактное напряжение в зубчатом зацеплении колеса.
σH=KHLSH×σH lim
где KHL=1 – коэффициент долговечности;
SH=1,15 – коэффициент безопасности.
σH lim - предел контактной выносливости зубчатого зацепления при базовом числе циклов, МПа.
σH lim=2×HB+70
где HB - твердость материала в единицах Бриелля
HB=0,285σв
HB=0,285×600=171
σH lim=2×171+70=412
σH=11,15×412=358,3
Определим межосевое расстояние зубчатой передачи
aw=Ka×(U+1)×3T×KHβψba×U2×[σH]2
где Ka=495 – размерный коэффициент;
KHβ=1,15 - коэффициент неравномерности нагрузки на венец зубчатого колеса;
ψba=0,5 - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
aw=495×4+1×3326,97×1,150,5×42×358,32=177,06 мм
Принимаем aw=180 мм
Определим предварительно модуль
m=(0,01..0,02)aw
m=0,01..0,02×180=1,8..3,6 мм
Принимаем m = 3 мм.
Определим суммарное число зубьев
zc=2awm=2×1803=120
Определим число зубьев шестерни
z1=zcU+1=1204+1=24
Определим число зубьев колеса
z2=zс-z1=120-24=96
Фактическое передаточное число
Uф=z2z1=9624=4
Uф=U=4
Определим значения начальных и делительных диаметров
dw=d=mz
dw1=d1=3×24=72 мм
dw2=d2=3×96=288 мм
Определим значения диаметров вершин
da=mz+2m
da1=3×24+2×3=78 мм
da2=3×96+2×3=294 мм
Определим значения диаметров впадин
df=mz-2,5m
df1=3×24-2,5×3=64,5 мм
df2=3×96-2,5×3=280,5 мм
Определим ширину венца зубчатого колеса
bw=ψba×aw=0,5×180=90 мм
Геометрические параметры зубчатых колес
Параметр Обозначение Размер, мм
Межосевое расстояние 180
Ширина колеса 90
Ширина шестерни 100
Модуль 3
Число зубьев шестерни 24
Число зубьев колеса 96
Делительный диаметр: шестерни
колеса
72
288
Диаметр выступов:
шестерни
колеса
78
294
Диаметр впадин:
шестерни
колеса
64,5
280,5