Определение усилий в зацеплении

Окружная сила F_t =2·T₂·10³ /d₂ = 2 · T_вых / d₂ =2 · 1102, 3·10³ /320 = 6889, 4 H;

радиальная сила F_r = F_t · tga = 6889, 4 · tg20° = 2507, 7 H.

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям

Контактные напряжения

где T₁=T_пр, Н·мм; U=U_цил2ф; sin2a=0, 6428; К_H=К_Hb·K_HV – коэффициент расчетной нагрузки. По таблице 4.10 [3] K_HV =1, 07, а К_Hb =1, 06 (см. выше), тогда

K_H =1, 07× 1, 06 = 1, 13.

Получаем, что расчётное контактное напряжение

Таким образом, недогруз передачи составляет D = (([s_H] - s_H) / [s_H]) · 100% = ((509 – 477, 1/ 509) · 100%) = 6, 3% < 10% и условие прочности соблюдается [1].

Проверочный расчёт зубьев передачи по напряжениям изгиба

Напряжения изгиба у основания зуба

s_F = (Y_FS · F_t · K_F) / (b · m) £ [s_F],

где Y_FS - коэффициент формы зуба.

Для нулевого смещения при Z₁= 30 находим по графику (рисунок 4.3 [3]) Y_FS1 = 3, 88. Аналогично: при Z₂ = 80 получим Y_FS2 = 3, 79.

Сравниваем относительную прочность зубьев по соотношениям

[s_F]₁ / Y_FS1 = 278 / 3, 88= 71, 6 МПа; [s_F]₂ / Y_FS2 = 252 / 3, 79 = 66, 5 МПа.

Получаем, что менее прочными по изгибным напряжениям являются зубья колеса. Поэтому дальнейшие расчеты ведутся по параметрам колеса.

Коэффициент расчётной нагрузки: K_F = K_Fb · K_FV,

где K_Fb = 1, 10 при Н₂ £ 350 НВ (рисунок 4.2 [3]);

K_FV = 1, 18 (таблица 4.10 [3]).

Получаем K_F = 1, 1 × 1.18 = 1, 31.

s_F =s_F2 = (Y_FS2 · F_t · K_F) / (b₂ · m) = (3, 79 × 6889, 4 × 1, 13) / (90 × 4) = 81, 96 МПа, что меньше 252 МПа, т.е. условие прочности соблюдается.