Силы в зацеплении

- окружная F_t=2T₂/d₂ = 2× 133 / 0, 1558 = 1707, 32 Н;

- радиальная F_r=F_ttga/cosb = 1707, 32× 0, 364 / cos 5, 7° = 624, 55 Н.

(для стан­дартного угла a=20° tga=0, 364);

- осевая F_a = F_ttgb = 1707, 32× tg 5, 7° = 170, 4 Н.

3.12 Проверка зубьев колес по на­пряжениям изгиба.

Расчетное напря­жение изгиба в зубьях колеса:

s_F2=K_FaK_FbK_FvY_bY_F2F_tE/(b₂m) £ [s]_F2

Для колес с b> 0° принимают для 9-ой степени точности K_Fa=1.

Степень точности передачи прини­маем в зависимости от окружной скорости колеса (м/с) Þ степень точности 9-ая.

Коэффициент концентрации нагрузки K_Fb, принимают для прирабатывающихся колес при переменной нагрузке K_Fb=K⁰_Fb(1-X)+X, где начальный коэффициент концентрации нагрузки K⁰_Fb=1, 82. Т.о. K_Fb=1, 41.

Коэффициент динамической на­грузки принимают согласно окружной скорости К_Fv = 1, 07.

Коэффициент Y_b вычисляют по фор­муле Y_b=1-b°/140=0, 96.

Коэффициент фор­мы зуба Y_F2 = 3, 6, Y_F1 = 3, 675.

F_tE = K_FдF_t — эквивалентная окруж­ная сила. Коэффициент долговечности K_Fд = 1. Т.е. F_tE = 1837 Н.

В итоге име ем:

s_F2=1× 1, 41× 1, 07× 0, 96× 3, 6× 1707, 32/(0, 036× 0, 001) = 252, 4 МПа < 294, 07

условие выполняется

Расчетное напря­жение в зубьях шестерни:

s_F1=s_F2Y_F1/ Y_F2 £ [s]_F1,

s_F1=252, 4× 3, 675 / 3, 6 = 257, 7 < 370 МПа.

условие выполняется

3.13 Проверка зубьев колес по кон­тактным напряжениям.

Расчетное кон­тактное напряжение

где для косозубых колес К_Нa = 1, 1; К_Н = 2, 7× 10⁵; К_Нb = 1, 575; K_Hv = 1, 03.

условие выполняется