2.5 Расчёт нагрузок, действующих в зацеплении

Рисунок 2.1 – Силы в зацеплении косозубой цилиндрической передачи

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба и углом зацепления . За точку приложения сил принимают полюс зацепления в средней плоскости колеса (рис. 2.2) Значение сил переделяем по табл. 6.1 («Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит).

Расчёт нагрузок, действующих в зацеплении:

Таблица 2.4 – Расчёт нагрузок, действующих в зацеплении:

Элемент передачи	Действующие нагрузки
	Окружная сила Ft, Н	Радиальная сила Fr, Н	Осевая сила Fa, Н
Шестерня
Колесо

Таблица 2.5 – Нагрузки, действующие в зацеплении

Элемент передачи	Действующие нагрузки
	Окружная сила Ft, Н	Радиальная сила Fr, Н	Осевая сила Fa, Н
Шестерня
Колесо

2.6 Проверочный расчёт зубчатой передачи

Проверка межосевого расстояния:

(2.24)

Проверка пригодности разработки колёс

Условие пригодности заготовок колёс:

Диаметр заготовки шестерни:

(2.25)

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:

(2.26)

Проверка контактного напряжения , :

, (2.27)

а)К – вспомогательный коэффициент, равный для косозубых передач 376

б) – окружная сила зацепления (2.6.4)

в) – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колёс определяется по графику на рис. 2.2 в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи (табл. 4.2 «Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнбит)

Окружная скорость колёс:

(2.28)

Степени точности зубчатых передач определяем по табл.4.2 («Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит).

Степень точности 9.

Рисунок 2.2 – График для определения коэффициента по кривым степени точности

Примем значение за 1,10

г) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (1)

д) – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи (табл. 4.3 «Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит)

Примем значение за 1,03

Допускаемая перегрузка передачи ( ) до 5%

(2.29)

Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , :

– где: а) – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Зависит от степени точности передачи:

Примем значение за 1

б) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, равный 1

в) – коэффициент динамической нагрузки (табл. 4.3 «Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит) (1,07)

г) и – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице 4.4 («Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит) интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса , где – угол наклона зубьев:

Примем значение и

д) – коэффициент, учитывающий наклон зуба

е) и – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм² (табл. 3.1 п 3 «Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит)

;

.

Таблица 2.4 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение			Параметр			Значение
Вид зубьев	косые			Диаметры шестерни:
Межосевое расстояние аw, мм	160			делительный диаметр d1, мм			52,17
Модуль зацепления m, мм	1,5			диаметр окружности вершин dа1, мм			55,17
Ширина зубчатого венца:			диаметр окружности впадин df1, мм			48,57
шестерни b1, мм	53
колеса b2, мм	50			Диаметры колеса:
Число зубьев:
шестерни Z1	35			делительный диаметр d2, мм:			263,84
колеса Z2	177
Фактическое передаточное число u	5,057			диаметр окружности вершин dа2, мм:			266,84
Угол наклона зубьев β, град	6,4092			диаметр окружности впадин df2, мм:			260,24
Проверочный расчет
Параметр		Расчетное значение			Допускаемое значение
Контактные напряжения σН, Н/мм2		427,4			414,4
Напряжения изгиба:
шестерня σF1, МПа		129,71			198,79
колесо σF2, МПа		122,56			198,79