2.2.2 Ширина зубчатых венцов и диаметры зубчатых колес

Расчетная ширинa венца колеса:

b_w2= × = 0.4×140 = 55 мм

Округляем b_w2 до ближайшего числа из ряда на с.10 [1]:

b_w2 = 55 мм ГОСТ 6636-69

Ширина венца шестерни:

b_w1 = b_w2  + (2…5)мм = 56+(2…5) мм = 60мм

Округляем bw2 до ближайшего числа из ряда на с.10 [1]:

b_w1 = 60 мм ГОСТ 6636-69

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

Диаметры делительных окружностей колес :

d₁= = 61.31 мм

d₂== = 218.69 мм

Диаметры окружностей вершин:

d_a1 = d₁+2× = 61.31+2×2 = 65.31 мм

d_a2 = d₂+2× = 218.69+2×2 = 222.69 мм

Диаметры окружностей впадин:

d_f1= d₁ – 2.5× = 61.31 – 2.5×2 = 56.31 мм

d_f2= d₂ – 2.5× = 218.69 – 2.5×2 = 213.69 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V= = = 1,14 м/с

Степень точности передачи выберем по табл.8 [1]: n_ст= 8.

2.3. Проверочный расчет зубчатой передачи

2.3.1. Проверка на контактную прочность

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны:

= × ,

где Z - коэффициент вида передачи Z = 8400

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hα×K_Hβ×K_НV

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

K_Hα=1+A (n_ст-5)×К_w= 1+0.15×(8-5)×0.214 = 1,096

где А=0,15 для косозубых передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

K_w= 0,002×НВ₂+0,036×(V-9) = 0.002×248.5+0.036×(1.14-9) = 0,214

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса_:

K_Hβ=1+(K -1)K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл.9 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0,5 (u+1)= = 0,91

K = 1,036

K_Hβ= 1+(K -1)×K_w = 1+(1,036-1) 0,214= 1,008

Динамический коэффициент определим потабл.10 [1]:

K_НV=1,023

Окончательно получим:

K_H = K_Hα×K_Hβ×K_НV= 1.096×1.008×1.023 = 1.13

Расчетные контактные напряжения:

= × = × = 470.8 МПа

Допускается перегруз по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемый недогруз — до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле:

=100× =

Условие контактной прочности выполняется.

2.3.2. Проверка изгибной прочности

Условия изгибной прочности передачи имеют вид _Fj _FPj:

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

,

где Y_Fj коэффициенты формы зуба;

K_F- коэффициент нагрузки при изгибе;

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

Коэффициенты формы зуба:

Y_Fj = 3,47+ ,

где Z_Vj - эквивалентное число зубьев, для косозубых передач:

Z_V1 = = = 32.07 Z_V2 = = = 114.4

Y_F1 =3,47+ = 3,47+ Y_F2 = 3,47+ =3,47+

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

K_Fα= 1+A×( -5) = 1+ 0.15×(8-5) = 1.45

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса:

K_Fβ= 0,18+0,82×K = 0,18+0,82×1.036= 1,029

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350:

K_FV = 1+ 1,5(K_HV -1)=1+ 1,5(1,023-1)= 1,068

Коэффициент нагрузки при изгибе:

K_F= K_Fα×K_Fβ×K_FV =1.45×1,029×1,068=1.594

Напряжения изгиба:

= = 98.3 МПа 293,9 МПа

_F2= = = 97.5МПа 255,8 МПа

Допускается перегруз по напряжениям изгиба не более 5 %, недогруз не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку _F1 _FP1 и _F2 _FP2.

2.4. Силы в зацеплении

Для косозубой передачи:

Окружная сила F_t= = = 3.661кН

Радиальная сила F_r = F_t× = 1.362 кН

Осевая сила = ×tgß = 3661×0.205 = 0.77 кН