4.3.2. Проверочный расчет.

9. Проверим межосевое расстояние:

a_w=(d₁ + d₂)/2=200 мм.

10. Проверим контактное напряжение:

,где К – вспомогательный коэф. (К=436 для прямозубых передач)

- окружное усилие;

K_H = 1 – коэф., учитывающий распределения нагрузки;

K_H =1,03 – выбран из таблицы [2 таб.4.3 ст.65] по окружной скорости ;

_н = 298,8 < []_н=560 МПа.

Так как контактное напряжение меньше допустимого больше чем на 10%, требуется изменить ширину венца. Уменьшим ширину венца колеса до b₂ = 25 мм и пересчитаем пункт 12.

_н = 446,0 < []_н=560 МПа.

11. Найдем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

где K_F = 1 – коэф. распределения нагрузки между зубьями;

K_F =1,06 – выбран из таблицы [2 таб.4.3 ст.65] по окружной скорости;

Y_F2 = 3,63 – коэф. формы колеса, определяется по числу зубьев [2 таб.4.4 ст.67].

_F2 = 105,0 МПа < []_F=190 МПа.

<[]_F=190 МПа.

,где Y_F2 = 3,78 – коэф. формы колеса, определяется по числу зубьев [2 таб.4.4 ст.67].

4.4 Расчет цилиндрической передачи -2.

4.4.1. Проектный расчет.

1. Определим межосевое расстояние:

где K_a – вспомогательный коэф (K_a = 49,5 для прямозубой придачи);

_a = 0,28 – коэф. ширины венца;

[]_н = 560 МПа – допускаемое контактное напряжение колеса;

T=890 H*м – момент на волу, на котором установлено колесо;

K_H - коэф., учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (K_H = 1 для колес с прямыми зубьями);

u = 4 – передаточное число;

Округлим до стандартного из ряда ГОСТ 6636-69: a_w=250мм.

2. Определим модуль зацепления:

где K_m=6,8 – вспомогательный коэф.(для колес с прямыми зубьями);

d₂ = 2a_wu/(u+1)=400 мм. – делительный диаметр колеса;

b₂ = _aa_w = 70 мм. – ширина венца колеса.

[]_F = 191 МПа – допускаемое напряжение изгиба колеса.

Округлим до стандартного: m=4мм [2 cт.62].

3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_ = z₁ + z₂= 2a_w/m

z_ = 125

4. Определим число зубьев у шестерни:

z₁= z_/(u+1)=25

5 Определим число зубьев у колеса

z₂ = z_-z₁=100

6. Определим фактическое передаточное число:

7. Определим фактическое межосевое расстояние:

a_w=(z₁ + z₂)m/2=250 мм.

8. Определим фактические геометрические параметры:

Параметр	Шестерня	Колесо
Делит. диаметр, мм	d1=mz1=100	d2=mz2=400
Диам. вершины зубьев, мм	da1=d1+2m=108	da1=d2+2m=408
Диам. впадин зубьев, мм	df1=d1-2,4m=90,4	df2=d2-2,4m=390,4
Ширина венца, мм	b1=b2+4=74	b2 = aaw = 70
Ширина венца после исправления, мм	b1=49	b2=45

4.4.2. Проверочный расчет.

9. Проверим межосевое расстояние:

a_w=(d₁ + d₂)/2=250 мм.

10. Проверим контактное напряжение:

,где К – вспомогательный коэф. (К=436 для прямозубых передач)

- окружное усилие;

K_H = 1 – коэф., учитывающий распределения нагрузки;

K_H =1,03 – выбран из таблицы [2 таб.4.3 ст.65] по окружной скорости ;

_н = 400 MПа < []_н=560 МПа.

Так как контактное напряжение меньше допустимого больше чем на 10%, требуется изменить ширину венца. Уменьшим ширину венца колеса до b₂ = 45 мм и пересчитаем пункт 12.

_н = 502МПа;

11. Найдем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

где K_F = 1 – коэф. распределения нагрузки между зубьями;

K_F = 1;

K_F =1,06 – выбран из таблицы [2 таб.4.3 ст.65] по окружной скорости;

Y_F2 = 3,63 – коэф. формы колеса, определяется по числу зубьев [2 таб.4.4 ст.67].

_F2 = 70.5 МПа < []_F=191 МПа.

<[]_F=190 МПа.

,где Y_F2 = 3,70 – коэф. формы колеса, определяется по числу зубьев [2 таб.4.4 ст.67].