2.5.4 Проверочный расчет

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Условие прочности, МПа:

, МПа (2.5.9)

где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей;

Z_М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес (таблица 2.5.6);

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

К_Н – коэффициент нагрузки.

(2.5.10)

Для обычных некоррегированных колес (α=20) Z_H =1,76.

^{Таблица 2.5.6 – Значение коэффициента ZМ, Па}1/2

Материал зубчатых колес
сталь-сталь	сталь-чугун	сталь-бронза	чугун-чугун	текстолит-сталь	ДСП-сталь	полиамид-сталь
274·103	234·103	225·103	209·103	69,5·103	85·103	47,5·103

(2.5.11)

где - коэффициент торцевого перекрытия.

(2.5.12)

(2.5.13)

где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, таблица 2.5.7.

Таблица 2.5.7 – Значения динамического коэффициента К_Н

Степень точности	Твердость поверхности зубьев	Окружная скорость колес , м/с
		1	2	4	6	8	10
6	HB350	1,03	1,06	1,12	1,17	1,23	1,28
	HB>350	1,02	1,04	1,07	1,1	1,15	1,18
7	HB350	1,04	1,07	1,14	1,21	1,20	1,36
	HB>350	1,03	1,05	1,09	1,14	1,19	1,24
8	HB350	1,04	1,08	1,16	1,24	1,32	1,4
	HB>350	1,03	1,06	1,1	1,16	1,22	1,26
9	HB350	1,05	1,1	1,2	1,3	1,4	1,2
	HB>350	1,04	1,07	1,13	1,2	1,26	1,32

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Условие прочности:

, МПа (2.5.14)

где K_F - коэффициент нагрузки.

(2.5.15)

(2.5.16)

2.5.5 Пример

Дано: U = 4 - передаточное отношение ступени; T₁=26,6 Нм - крутящий момент на входном валу передачи; T₂=102,8 Нм - крутящий момент на выходном валу передачи; ₁=8,8 рад/с - угловая скорость вращения на выходном валу передачи; ₂=2,2 рад/с - угловая скорость вращения на выходном валу передачи. Срок службы передачи – 5 лет, работа в 2 смены.

Решение:

Проектировочный расчет

Выбор материала.

По таблице 2.5.1 - материал сталь-сталь, улучшение, HB<350.

Таблица 2.5.2 – Сталь 45, улучшение, НВ240...280 600 195

МПа

МПа

Принимаем K_hl=1 и K_Fl=1.

Коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию ψ_ba=0,25.

Коэффициент ширины зубчатого венца по диаметру:

По таблице 2.5.3, K_Hβ =1,24 и K_Fβ=1,5.

Конструктивно принимаем число зубьев шестерни z₁=20. Определяем число зубьев колеса:

Принимаем К_m =1,4.

Коэффициент формы зуба и (таблица 2.5.4).

Дальнейший расчет ведем по наименьшему соотношению – по шестерне.

Модуль:

мм.

Принимаем m=3,5 мм.

Диаметры колеса и шестерни:

Наименование диаметра	Диаметры шестерни, мм	Диаметры колес, мм
Делительный
Вершин
Впадин

Межосевое расстояние:

мм

Ширина зубчатых колес:

мм

мм

Окружная скорость колес и степень точности

м/с

Степень точности зубчатых колес – 9.

Силовой расчет

Силы, действующие в зацеплении, определяются по формулам:

Наименование	Шестерни, Н	Колеса, Н
Радиальная
Окружная

Проверочный расчет

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Принимаем Z_H = 1,76 (по рекомендациям) коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей.

Принимаем Z_М = 274·10³ Па^1/2 (таблица 2.5.6) коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес

Принимаем =1,05 (таблица 2.5.7, при м/с и степени точности – 9) коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

Условие прочности:

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Условие прочности: