Определяем основные геометрические параметры передачи, мм

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	делительный	d1=m∙z1 =3∙27=81	d2=m∙z2 =3 ∙123=369
вершин зубьев	da1=d1+2∙m=81+2∙3=87	da2=d2+2∙m=369+2∙3=375
впадин зубьев	df1=d1–2,4∙m=90–2,4∙3=84.6	df2=d2–2,4∙m=375–2.4∙3=369,6
Ширина венца	b1=b2+4=69+3=72	b2=ψα∙αω=0,3∙230=69

Проверочный расчёт

4.9 Проверяем межосевое расстояние:

α_ω=( d₁+ d₂ )/2=(81+369)/2=230.

4.10 Проверяем пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс:

D_заг≤D_пред; S_заг≤S_пред.

Диаметр заготовки шестерни D_заг=da₁+6мм=87+6=93 мм. Размер заготовки колеса закрытой передачи S_заг=b₂+4мм=69+4=73 мм. Размер заготовки колеса

открытой передач принимают меньший из двух С_заг=0.5∙ b₂=0.5∙69=34.5

S_заг=8m=8.3=24

Предельные значения: D_пред=125 и S_пред=80. Неравенство выполняется.

4.11 Проверяем контактное напряжение δ_н

δ_н=К∙√F_t∙(u_ф+1)/d₂b₂∙К_нα∙К_нβ∙К_нυ ≤[δ]_н, где

а) вспомогательный коэффициент К=436;

б) окружная сила в зацеплении F_t=2∙T₂∙10³/d₂=2∙1254.23∙10³/369=6797.9 Н;

в) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями К_нα=1 который находим по графику в зависимости от окружной скорости колёс;

г) коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи К_нυ=1,25.

δ_н=436∙(√[6797.9∙(4+1)/369∙69]∙1∙1∙1,14) =566.8≤580,9.

4.12 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни δ_F1 и колеса δ_F2, Н/мм²:

δ_F2=Y_F2∙Y_β∙(F_t/b₂∙m)∙К_Fα∙K_Fβ∙K_Fυ≤[δ]_F2;

δ_F1=δ_F2∙Y_F1/ Y_F2≤[δ]_F1, где

а) модуль зацепления m=3 мм; ширина зубчатого венца колеса b₂=69 мм; окружная сила в зацеплении F_t=6797.9 Н;

б) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями К_Fα=0,91;

в) коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба К_Fβ=1;

г) коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи К_Fυ=1,6;

д) коэффициенты формы зуба шестерни и колеса Y_F1=3,76 и Y_F2=3,63;

е) коэффициент, учитывающий наклон зуба Y_β=1;

ж) допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса [δ]_F1=310Н/мм² и [δ]_F2=294Н/мм².

δ_F2=3,63∙1∙(6797.9/69∙4)∙1∙1∙1,22=36.45<[δ]_F2;

δ_F1=36.45∙3,18/3,63=31.93<[δ]_F1.

4.15 Составляем табличный ответ:

Проектный расчёт
Параметр	Значение
Межосевое расстояние αω	230мм
Модуль зацепления m
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	72мм 69мм
Угол наклона зубьев β	0º
Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	81мм 369мм
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2
Вид зубьев	прямозубая
Диаметр окружности вершин: шестерни dα1 колеса zα2
Диаметр окружности впадин: шестерни dF1 колеса dF2	84.6 369.6
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемое значение	Допускаемое
Контактное напряжение δн, Н/мм2	566.8	580.9
Напряжение изгиба, Н/мм2	δF1	31.93	232.5
δF2	36.45	220.5