2.3.3. Геометрические размеры зубчатых венцов

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j = mZ_j,

для косозубых колес :

d₁ =2·26/cos(15°)=41,97 мм d₂ =2·134/ cos(15°)=208,23 мм

Диаметры окружностей вершин при x = 0: d_aj = d_j + 2m(1 + x_j):

d_a1 =41,97+2·1,5=44 мм d_a2=208,23+2·1,5=212 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j – 2m(1.25 – x_j):

d_f1 =41,97-2·1,5·1,25=35,37 мм

d_f2 =208,23-2·1,5·1,25=203,4 мм

2.3.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = =1,771 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл. 8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст=8

2.4. Проверочный расчет передачи

2.4.1. Проверка на выносливость по контактным напряжениям

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

= ,

где Z_σ- коэффициент вида передачи, Z_σ =9600

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) K_w =1+0,06·(8-5)·0,237=1,043

где А = 0.06 для прямозубых и А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ₂ < 350

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036(V – 9)=0,002·248,5+0,036·(1,77-9)=0,237

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 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5 (u + 1)=0,5·0,315·(5+1)=0,4725

K =1,03 K_Hβ =1,0

Динамический коэффициент определим по табл. 10.1 [1]

K_НV=1,089

Окончательно получим

K_H=1,043·1,007·1,089=1,143

Расчетные контактные напряжения

σ_H = 467МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

σ_H =100 =100 =9,4

2.4.2. Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

Условия изгибной прочности передачи имеют вид _Fj _FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_F1  коэффициент формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y_ε  коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

Для прямозубой передачи принимаем Y_ = Y_ε = 1.

Напряжение изгиба в зубьях колеса

.

Коэффициенты формы зуба

Y_Fj=3.47 + + 0.092 ,

где Z_Vj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач Z_Vj = Z_j,

Y_F1 =3,784 Y_F2 =3,629

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F = K_Fα K_Fβ K_FV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fα =1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 0.18 + 0.82K =0,18+0,82·1,03=1,025

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV = 1+ 1.5(K_HV – 1)=1+4,6·(1,089-1)=1,236

Напряжения изгиба

_F1=123 МПа

_F2=132 МПа

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5 %, недогрузка не регламентируется.

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