2.7 Силы, действующие в зацеплении

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

Окружная сила, Н

F_t

F_t=2000∙T₁/d₁=2000∙22/36=

=1222

Радиальная сила, Н

F_r

F_r=F_t∙(tgα/cosβ)=1222∙(tg20º/ /cos9º)=450

Осевая сила, Н

F_a

F_a= F_t∙tgβ=1222∙tg9º=194

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

Z_H

Z_H=1,77∙cosβ=1,77∙cos9º=1,75

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа

Z_М

Z_М=275 – для стальных зубчатых колес

Коэффициент осевого перекрытия

ε_β

ε_β=в_w2∙sinβ/π∙m=35∙sin9º/3,14∙2=0,87

Коэффициент торцового перекрытия

ε_α

ε_α=[1,88-3,2∙(1/z₁+1/z₂)]∙cosβ=[1,88-3,2(1/18+1/103)]∙cos9º=1,65

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Z_ε

При ε_β≥0,9 для косозубых передач Z_е===0,77

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

К_Нα

По графику рис. 5.3

К_Нα=1,12 – для 9-й степени точности при V=1,79 м/с

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

К_Нβ

По графику рис. 5.1

К_Нβ=1,04 - симметричное расположение колес относительно опор (схема 6), Н₁ и Н₂≤ НВ350

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев

δ_Н

По табл. 5.8

δ_Н=0,002 – зубья косые при Н₁ и Н₂≤ НВ350

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев

q_o

По табл. 5.9

q_o=73 – для 9-й степени точности и m<3,5

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W_HV

W_HV=δ_Н∙q_o∙V∙=0,002∙ ∙73∙1,79∙=1,18, что не превышает (700), указанного в табл. 5.7

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

К_НV

К_НV=1+=1+ +=1,03

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

W_Ht

W_Ht= F_t∙=1222∙ ∙=41,9

Расчетное напряжение, МПа

σ_Н

σ_Н=Z_H∙Z_М∙Z_е∙=1,75∙ ∙275∙0,77∙=438<σ_НР= =438

Проверка прочности зубьев при перегрузках

-

По формуле (4.8)

σ_Нmax=σ_Н∙=435∙=496<σ_НРmax=1512

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса

z_V

z_V1= z₁/cos³в=18/cos³9є=19

z_V2= z₂/cos³в=103/cos³9є=107

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и колеса

Y_F

По графику рис. 5.4 при x=0

Y_F1=4,02; Y_F2=3,6

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y_ε

Y_е=1 – для косозубых передач

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_β

Y_в=1-β_є/140=0,935

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

К_Fα

По рис. 5.3,б

К_Fα=1,35 – для 9-й степени точности при V=1,79 м/с

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

К_Fβ

К_Fβ=1,18 - симметричное расположение колес относительно опор, Н₁ и Н₂≤ НВ350

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев

δ_F

δ_F= 0,006 – косозубые передачи

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса

q_o

По табл. 5.9

q_o=73 – для 9-й степени точности и m<3,5

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W_FV

W_FV=δ_F∙q_o∙V∙=0,006∙ ∙73∙1,79∙=3,5, что не превышает значения, указанного в табл. 5.7

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

К_FV

К_FV=1+=1+ +=1,06

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

W_Ht

W_Ft=F_t∙=1222∙=58,9

Отношение σ_F/Y_F для шестерни и колеса

σ_FР/Y_F

σ_FР1/Y_F1=342/4,02=117

σ_FР2/Y_F2 =238/3,6=93

Расчетное напряжение, МПа

σ_F

σ_F2=Y_F2∙Y_ε∙Y_β∙=3,6∙ ∙1∙0,935∙=99>σ_FР2=238

Проверка прочности зубьев при перегрузках на изгиб

-

По формуле (4.9)

σ_Fmax=σ_F2(T_max/T₁)=99∙(1,3T₁/ /T₁)=76< σ_FРmax=432

Вязкость масла

По табл. 8.1 =120

Сорт масла

-

По табл. 8.3 при t=50ºC

Автотракторное АК – 15, ГОСТ 1862 – 63