Определение усилий в зацеплении

Окружная сила:

F_t =2·T₂·10³ /d₂ = 2 · T_вых×10³ / d₂ =2 · 124,2·10³ /134 = 1854 H;

радиальная сила:

F_r = F_t · tga = 1854 · tg20° = 675 H.

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям

Контактные напряжения

где T₁=T_вх, Н·мм; U=U_цилф; sin2a=0,6428; К_H=К_Hb·K_HV – коэффициент расчетной нагрузки. По таблице 4.10 [1.1] K_HV =1,04, а К_Hb =1,01 (см. выше), тогда

K_H =1,08×1,02 = 1,05.

Получаем, что расчётное контактное напряжение

мПа

Таким образом, недогруз передачи составляет D = (([s_H] - s_H) / [s_H]) · 100% = (509 – 512)/ 509 · 100% = -0,6% < 10% и условие прочности соблюдается.

Проверочный расчёт зубьев передачи по напряжениям изгиба

Напряжения изгиба у основания зуба

s_F = (Y_FS · F_t · K_F) / (b · m) £ [s_F] ,

где Y_FS - коэффициент формы зуба.

Для нулевого смещения при Z₁= 33 находим по графику (рис. 4.3 [1.1]) Y_FS1 = 3,6. Аналогично: при Z₂ = 66 получим Y_FS2 = 3,65.

Сравниваем относительную прочность зубьев по соотношениям

[s_F]₁ / Y_FS1 = 278 / 3,6= 77,2 МПа;

[s_F]₂ / Y_FS2 = 252 / 3,65 = 69 МПа.

Получаем, что менее прочными по изгибным напряжениям являются зубья колеса. Поэтому дальнейшие расчеты ведутся по параметрам колеса.

Коэффициент расчётной нагрузки: K_F = K_Fb · K_FV,

где K_Fb = 1,4 при НВ₂ £ 350 НВ (рис. 4.2 [1.1]);

K_FV = 1,2 (таблица 4.10 [1.1]).

Получаем K_F = 1,4 × 1,2 = 1,68.

s_F =s_F2 = (Y_FS2 · F_t · K_F) / (b₂ · m) = (3,65×1854×1,68) / (40 ×2) = 142 МПа, что меньше 252 МПа, т.е. условие прочности соблюдается.