Проверочный расчет зубчатой передачи

5.1. Проверим межосевое расстояние :

а_w = (d₁ + d₂) /2 = (41,03 + 198,98) /2 = 120 (мм)

5.2. Проверим контактные напряжения _н , Н/мм² :

, (36)

где K¢ – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач K¢=376 (для

прямозубых K=436);

Ft = 2Т₂ × 10³ / d₂ – окружная сила в зацеплении, Н для нашего случая, где Т₂ = Т₃ имеем,

Ft = 2Т₃ × 10³ / d₂= 2 × 0,307 × 10³ × 10³/198,98 = 3085,7 Н.

Кнa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: определяем по графику (рис. 5) в зависимости от окружной скорости колес

ν = w₃ d₂ / (2 × 10³), м/с и степени точности передачи (табл. 6):

ν= 10,23×198,98 / (2 × 10³)= 1,02 м/с.

Принимаем, Кнa= 1,11.

Кнn – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи (табл. 6)

Кнn= 1,01

Кн_β, U_ф, d₂, b₂ – значения перечисленных величин определяли ранее (см.

раздел 3, п.1, п.8, п.10, п.2).

Подставим в формулу (36) полученные величины, имеем, что

(МПа).

Полученное значение контактного напряжения [s]н меньше допускаемого [sн] = 637,9 МПа.

Определим степень недо грузки по контактным напряжениям :

= 0,92%.

5.3. Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни s_F1 и колеса s_F2, МПа :

, (37)

, (38)

где m – модуль зацепления, m = 4 мм по расчетам ;

= 36 мм, ширина венца зубчатого колеса, по расчетам ;

F_t = 3085,7 Н, окружная сила в зацеплении , по расчетам ;

К_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

зависит для косозубых от степени точности передачи, определяемой по

табл. 6, К_Fa = 1.

Для прямозубых К_Fa = 1, задается.

К_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, выбираем аналогично К_Fβ, К_Fβ = 1;

К_Fν - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 7) , К_Fν = 1,04;

У_F1 и У_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

Определяются по табл. 8 в зависимости от числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ для прямозубых, а для косозубых - в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

Zn₁ =Z₁/cosb и колеса Zn₂=Z₂/cosb,

где β – угол наклона зубьев, определяемый ранее.

Zn₁ =Z₁/cosb=20/cos (12,84°)=20,5=20.

Zn₂=Z₂/cosb=97/cos (12,84°)=99,5=99.

По табл.8 имеем : У_F1 = 4,07 У_F2 = 3,60.

- У_β = 1 - b° /140° - коэффициент, учитывающий наклон зуба,

- У_β = 1 – 12,84°=/140° = 0,91

- [s]_F1 = 310 МПа и [s]_F2 = 294 МПа – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, определены ранее (см. п.3 , раздел 2)

Подставим в формулу (37) и (38) известные величины и определим :

= 146 МПа

s_F1 = s_F2 × У_F1 / У_F2 = 146 · 4,07 / 3,60 = 165,1 МПа.

Проверочный расчет показал, что расчетные значения s_F значительно меньше [s]_F , это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач и рассматриваемого примера в частности, ограничивается контактной прочностью.