4.2 Проверочный расчёт

В проверочном расчете, когда известны параметры передачи и условия ее работы, определяют изгибные и контактные напряжения и сравнивают с допускаемыми напряжениями по выносливости материала. При этом требуется, возможно, большая точность определения всех коэффициен­тов, влияющих на работоспособность передачи. В результате уточняются ее размеры, материал и термохимическая обработка зубьев колес.

В отдельных случаях при наличии кратковременных перегрузок (например, пусковых) с ограниченным числом циклов (менее 5∙10⁴ повторяемости) производится проверочный расчет при действии мак­симальной нагрузки на прочность по изгибным и контактным напряжениям.

Расчет на контактною выносливость рабочих поверхностей зубьев

Действующие в передаче контактные напряжения (МПа)

, (46)

где — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверх­ностей зубьев,

для прямозубых зубчатых передач = 1,76

Z_M - учитывает механические свойства материалов сопряжённых колёс,

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для прямозубых передач =0,9.

Допускаемое напряжение рассчитывается по формуле (47)

, (47)

Удельная расчётная окружная сила, Н/мм

, (48)

, (49)

где F_t- исходная расчётная окружная сила

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс = 1

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

, (50)

где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм

, (51)

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса, принимают

v – окружная скорость, м/с

- межцентровое расстояние,

Окружная скорость определяется по формуле

, (52)

где - делительный диаметр зубчатого колеса;

n – Частота вращения вала.

Если значение , вычисленные по формуле (51), превышают предельные, то их принимают равными этим предельным значениям.

Для прямозубых зубчатых передач поправочные коэффициенты принимают следующие значения Z_H = 1,76, Z_м =274, Z_ε=0,9, =0,014, =47.Из проделанных ранее вычислений используем следующие данные: межцентровое расстояние =102мм, =72мм, =105мм.

м/c

м/c

м/c

Н/мм

Н/мм

Н/мм

Н

Н

Н

Н/мм

Н/мм

Н/мм

МПа

МПа

МПа

Расчет на изгибную выносливость зубьев

Действующие в передаче напряжения изгиба сравнивают с допускаемыми напряжениями, взятыми с учетом коэффициента долговечности. Из пары сопряженных колес расчет ведут по колесу с меньшим значением отношения .

Действующие напряжения изгиба (МПа)

=240, (52)

где Y_F - коэффициент выбирается из справочников

- коэффициент учитывает перекрытие зубьев. Для косозубых и шевронных передач = 1, для прямозубых первоначально принимают =1.

Коэффициент учитывает наклон зуба. Для прямозубых передач = 1

Допускаемые напряжения рассчитывают по формуле (41).

Удельная расчетная окружная сила (Н/мм)

, (53)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач принимают = 1

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете зуба на изгиб,

, (54)

где — удельная окружная динамическая сила, Н/мм

, (55)

где - коэффициент, учитывает влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев. Для прямозубых передач без модификации головки = 0,016.

Коэффициент g₀ определяют по справочнику. Если значения , вычисленные по формуле (55), превышают предельные, то их следует принимать равными этим предельным значениям. При проверочном расчете по фактическим напряжениям и окончательно устанавливают согласно материал колес и вид упрочнения поверхности зубьев.

Расчёт по напряжениям изгиба.

Коэффициенты: Y_F1= 3,65, Y_F2= 3,77, Y_F3= 3,61; Y_ε= 1; Y_β= 1; δ_F= 0.016; K_Fα= 1; K_Fβ= 1.1

Расчётный модуль m₁= 2 мм, m₂=3мм, m₃=1.5мм

Удельная окружная динамическая сила

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчёте зуба на изгиб

Удельная расчётная окружная динамическая сила

Действующие напряжения изгиба

Проделанные выше расчеты показывают, что все параметры зубчатых передач имеют достаточный запас прочности, долговечности и выносливости исходя из выбранного режима работы. Геометрические параметры зубчатых передач приведены в таблице 5.

Таблица 5 – Параметры зубчатых колес

Номер зубчатого колеса, Nзк	Кол-во зубьев,Z	Модуль, m	Ширена винца, bw	Делительный диаметр, dw	Диаметр вершин зубьев, da	Диаметр в падин зубьев, dt
1	51	2	12	102	106	97
2
3	48			96	100	91
4	54			108	112	103
5	45			90	94	85
6	57			114	118	109
7	24	3		72	78	64,5
8
9	20			60	66	52,5
10	28			84	90	76,5
11	80	1,5	11,5	120	123	116,25
12	60			90	93	86,25
13	56			84	87	80,25
14	84			126	129	122,25
15	35			52,5	55,5	48,75
16	105			157,5	160,5	153,75