3.3 Проверочный расчет

_{Проверить пргодность заготовок колес:}

_;

_{Где диаметр заготовки шестерни:}

_(2.20)

_(2.21)

_{Предельные значения и определяются по табл. 3.2 [2,c.50]}

_{Равенства выполняются, из чего следует, что материал деталей и вид термической обработки выбраны верно.}

_{Контактные напряжения:}

_(2.22)

_где

_{--окружная сила в зацеплении, Н;}

_{-К=436-для прямозубых передач;}

_{--коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1;}

_{--коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи}

_{Напряжения изгиба зубьев шестерни}

_(2.23)

_(2.24)

_{Результаты провнрочного расчета заносим в табл. 3 и 4}

_{Параметры зубчатой перечи Таблица 3}

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние	125	Угол наклона зубьев	0
Модуль зацепления, m	2	Диаметр делительной окружности шестерни колеса	56 194
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса	45 40	Диаметр окружности вершин шестерни колеса	60 198
Число зубьев шестерни колеса	28 97	Диаметр окружности впадин шестерни колеса	51 189
Вид зубьев	прямые

_{Проверочный расчет Таблица 4}

Параметр	Допускаемое значение	Расчетные значения
Контактные напряжения	750,5	486,97
Напряжение изгиба,	380	111,69
	370	103,1

2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

Для шестерни примем сталь 20Х улучшенную+ закалка и цементация с твердостью НВ 390; для колеса сталь 20Х улучшенной+ закалка и цементация твердостью НВ 380.

Допускаемое контактные напряжения по формуле [1, с 33, (3.9)]:

(10)

где _Hlimb – предел контактной выносливости при базовом цикле, значения по таблице 3.2 [1, с 34];

К_HL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации К_HL=1;

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H]=1,15;

_Hlimb=2HB+70=2·380+70=830 MПа.

МПа.

2.2. Определение геометрических параметров конической передачи

Определяем главный параметр – внешний делительный диаметр колеса, мм:

, (11)

где Т₂=469 Н*м – вращательный момент на валу;

=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

=1 – коэффициент вида конических колес.

мм

Полученное значение d_e2 округляют по ГОСТ 12289-76 до ближайшего стандартного d_e2=225мм.

Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:

= arctg u =arctg 2,68=69,53(12)

=90- 69,53=20,47(13)

Определяем внешнее конусное , мм:

мм (14)

Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:

, (15)]

где =0,285 – коэффициент ширины венца.

b=0,285*120=34 мм

Определяем внешний окружной модуль :

(16)

где =1,5 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

=0,85 – коэффициент вида конических колес.

В связи с тем что передаваемый момент большой, принимаем m_e=4мм

Определяем число зубьев колеса и шестерни:

56 шт., (17)

шт., ( 18)

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонениеот заданногопо формулам:

(19)

(20)

Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса=arctg u =arctg 2,66=69,34

=90- 69,34=20,6

Выбираем коэффициент смещения инструмента коэффициент смещения для прямозубой шестерни=-0,37.

Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Диаметры	Для прямозубой передачи
Делительный:
шестерни	=4*21=84 мм
колеса	=4*56=224 мм
Вершин зубьев:
шестерни	=94,25 мм
колеса	=225,95 мм
Впадин зубьев:
шестерни	77,78 мм
колеса	220,56 мм

Проверочный расчет

Проверяем пригодность заготовок колёс:

=125 мм; =200 мм по [1, табл. 3.2]

=94,25+6=100,25 мм (21)

=8*4=32 мм (22)