4.2 Проверочный расчет

4.11 Проверяем межосевое расстояние:

мм; (4.17)

4.12 Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес: D_заг D_пред; S_заг S_пред.

Размер заготовки шестерни: D_заг= мм; (4.18)

Размер заготовки колеса: S_заг= мм. (4.19)

Так как : D_заг D_пред (55 80) и S_заг S_пред (44 80), то заготовки колес являются пригодными.

4.13 Проверяем контактные напряжения , Н/мм²:

, (4.20)

где К = 376 – вспомогательный коэффициент;

Н – окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес - определяется по графику на рисунке 4.2 [7, стр. 66] в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи [7, табл. 4.2, стр. 65].

Окружную скорость колес определяем по формуле:

м/с. (4.21)

Таким образом =1,11.

= 1,01 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [7, табл. 4.3, стр. 65];

Значения Т₂, Н∙м; , Н/мм²; К_Нβ; d₂, мм; b₂ мм; и_ф см. пп. 1, 8, 10;

- угловая скорость вала колеса редуктора 1/с (см.табл.2.3).

Подставив данные, находим:

Н/мм².

Так как , то определяем недогрузку передачи:

(4.22)

4.14 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и

колеса Н/мм²:

; (4.23)

, (4.24)

Где т = 2 мм – модуль зацепления;

b₂ =40 мм – ширина зубчатого венца колеса;

Н – окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес - =1 зависит от степени точности передачи [7, табл. 4.2, стр. 64].

К_Fβ = 1. коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

= 1,04 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [7, табл. 4.3, стр. 64];

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяем по табл. 4.4 [7, стр. 67] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса:

зубьев для шестерни; (4.25)

зубьев для колеса. (4.26)

Таким образом по табл. 4.4 [7, стр. 67] определяем Y_F1 =3,92, а Y_F2 находим интерполированием табличных значений [7, табл. 4.4, стр. 67] между и , полагая зависимость Y_F2 = f(z) линейной в рассматриваемом пределе: Y_F2 = 3,605.

- коэффициент учитывающий наклон зуба;

Н/мм² и Н/мм² – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

Подставив данные, находим:

Н/мм²;

Н/мм².

Так как , то определяем недогрузку передачи:

; (4.27)

. (4.28)

4.15 Составляем табличный ответ к главе 4.

Таблица 4.1 Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проектный расчет
Параметр	Значение			Параметр			Значение
Межосевое расстояние аw	135			Угол наклона зубьев β			12,1015о
Модуль зацепления т	2			Диаметр делительной окружности: шестерни колеса:			45 225
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса	45 40
Число зубьев: шестерни: колеса:	22 110			Диаметр вершин зубьев: шестерни: колеса:			49 229
Вид зубьев	косозубые			Диаметр впадин зубьев: шестерни: колеса:			40,2 220,2
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемые значения		Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения , Н/мм2			514,3		505,7	Недогрузка передачи 1,7%
Напряжение изгиба, Н/мм2			220,6		112	Недогрузка передачи 49%
			192		103	Недогрузка передачи 46%