Проверочный расчет

3.9 Проверяем межосевое расстояние

а_w = == 120 (мм) (24)

3.10 Проверяем пригодность заготовок колес (см. П. 2.1)

Условие пригодности заготовок колес:

D ≤ D; S ≤ S

Диаметр заготовки шестерни:

D= d + 6мм, (25)

D= 62 + 6 = 68 мм

D= 80 мм (см п 2.1)

D ≤ D

Размер заготовки колеса:

S= b+ 4мм, (26)

S= 36 + 4 = 40мм

S= 80мм (см п 2.1)

S ≤ S

3.11 Проверяем контактные напряжения σ, н/мм

_σН = К≤ [σ] _Н (27)

где, а) К – вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К=436;

б) F- окружная сила в зацеплении, Н;

F_t = = = 1796,04 (Н); (28)

в) К_Нα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес К_Нα =1

г) К_Нv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Нv = 1,1 (таблица 4.3) [5];

д) Значения Т; [σ];d; b;U, (см. таблицу 4) (см. п. 3)

σ= 436= 487,14 Н/мм

[σ] = 514,3 Н/мм, (см. п. 3)

487,14 (Н/мм²) ≤ 514,3 (Н/мм²)

Недогрузка

Допускаемая недогрузка передачи (σ _Н< [σ]_Н) не более 10% и перегрузка (σ_Н > [σ]_Н) до 5%. В нашем случае недогруз составил 5,28% - эта величина находится в пределах допустимой, то есть условие прочности выполняется.

3.12 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σ и колеса σ н/мм2:

σ_F2 = Y_F2 ·Y_β ≤ [σ]_F2; (29)

σ_F1 = σ_F2· ≤ [σ]_F1; (30)

где: а) m = 2мм – модуль зацепления; b₂ = 36 (мм) – ширина зубчатого венца; F_t = 1796,04 (Н) – окружная сила в зацеплении, (см.п.3.2) ;

б) К_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес К_Fα =1;

в) К_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес К_Fβ = 1;

г) К_Fv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Fv = 1,13 (см. таблицу 4,3) [5];

д) Yи Y- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяем по таблице 4.4 [5] в зависимости от числа зубьев шестерни zи колеса zдля прямозубых колес

Y = 3,70

Y = 3,60

ж) [σ]и [σ] - допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни, Н/мм_{(см. таблицу 4)}

σ = 3,60 · 1 · ·1·1·1,13 = 101,48 Н/мм

[σ] = 192 Н/мм

σ < [σ]

σ = 101,48 · = 104,3 Н/мм

[σ ] = 220,5 Н/мм

_σ < [σ ]

Таблица 7- Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
1	2	3	4
Межосевое расстояние a, мм	120	Угол наклона зубьев В	_

Модуль зацепления m, мм		2			Диаметр делительной окружности: Шестерни d, мм Колеса d, мм					58 182
Ширина зубчатого венца: Шестерни b, мм Колеса b, мм		40 36
Число зубьев: Шестерни z Колеса z		29 91			Диаметр окружности вершин: Шестерни d, мм Колеса d, мм					62 186
Вид зубьев		Прямой			Диаметр окружности впадин: Шестерни d, мм Колеса d, мм					53,2 177,2
Проверочный расчет
Параметр				Допускаемые значения			Расчетные значения		Примечание
Контактные напряжения σ, Н/мм				514,3			487,14		недогрузка 5,28 %
Напряжение изгиба, Н/мм	σ		220,5			104,3		52,7%
	σ		192			101,48		47,14%