Окружная скорость колес и степень точности передачи

= 2,8 м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8 степень точности. Для косозубых колес при v до 10 м/с следует назначать 8-ю степень точности, а свыше 7-ю.

Коэффициент нагрузки

При Ψ_bd = 1,473, твердости НВ =< 350 , v = 0,28 м/с.

К_Нα = 1,06; К_Нβ = 1,05; К_НV = 1,0

Таким образом, коэффициент нагрузки равен: К_Н = 1,113.

 

Проверка контактных напряжений по формуле:

= 372 МПа < [σ_Н].

Силы действующие в зацеплении:

Окружная сила = 1398 Н,

где М₁ – вращающий момент на валу зубчатой шестерни.

Радиальная сила = 524 Н.

Здесь угол эвольвентного зубчатого зацепления α = 20^о.

Осевая сила = 344 Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба осуществляется по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_FβK_FV

При Ψ_bd = 1,473, твердости НВ =< 350, V = 0,28 м/с.

K_Fβ =1,25; K_FV = 1,1;

Таким образом, коэффициент K_F = 1,2.

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_V

У шестерни = 32 мм. => Y_F = 3,73.

У колеса = 152 мм. => Y_F = 3,60.

Коэффициент Y_β введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев. Этот коэффициент определяют по формуле:

= 0,9.

 

Коэффициент K_Fα , учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для узких зубчатых колес, у которых коэффициент осевого перекрытия

;

коэффициент K_Fα принимают равным 1, а иначе этот коэффициент определяется по формуле:

= 092, и так, коэффициент K_Fα = 0,92,

где ε_α – коэффициент торцевого перекрытия, при учебном проектировании можно принимать среднее значение ε_α = 1,5, n – степень точности зубчатых колес.

Допускаемое напряжение находится по формуле:

для Стали 45 улучшенной при твердости НВ =< 350 предел выносливости при нулевом цикле изгиба и коэффициент безопасности [S_F]¹ = 1,75:

 

для шестерни = 414 МПа;

для колеса = 360 МПа.

Коэффициент безопасности [S_F] определяется как произведение двух коэффициентов:

.

Первый коэффициент [S_F]¹ учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес. Второй множитель [S_F]¹¹ учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок [S_F]¹¹ = 1,0; для проката [S_F]¹¹ = 1,15; для литых заготовок [S_F]¹¹ = 1,3.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ_F1]= 237 МПа,

для колеса [σ_F2]= 206 МПа.

Находим отношение , для шестерни - 64 МПа, для колеса – 57.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса

= 92 МПа < [σ_F2] = 206.

Условие прочности выполнено.

 

 

Таблица 4. Результаты расчета

Наименование	Условное обозна- чение	Ед. изм.	Шестер-ня	Зубчатое колесо
Число зубьев	z
Коэффициент ширины венца	Ψba			0,45
Коэффициент ширины шестерни	Ψbd		1,473
Нормальный модуль зацепления	mn		1,25
Межосевое расстояние	aw	мм
Делительный диаметр	d	мм	37,33	186,66
Диаметр вершин зубьев	da	мм	39,83	189,16
Диаметр впадин зубьев	df	мм	34,21	183,54
Ширина колеса (шестерни)	b	мм
Силы действующие в зацеплении:
- окружная	Ft	H	1 398
- радиальная	Fr	H
- осевая	Fa	H