4.4 Проверочный расчет зубьев по усталостным напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба зубьев σ_F ,МПа определяют по формуле [2, с.50]:

(4.30)

где Fкоэффициент, учитывающий форму зуба;

E коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

 коэффициент, учитывающий наклон зуба;

W_Ft удельная расчетная окружная сила при изгибе H.

Определим для какого элемента пары «шестерня-колесо» будем проводить расчёт. Для этого определим у которого меньшая величина отношения [σ_F1(2)]/Y_F1(2) :

[σ_F1]/Y_F1 =236,57/4,3=55,02;

[σ_F2]/Y_F2 =205,71/3,72=55,30.

Таким образом расчёт будем проводить для шестерни.

Удельная окружная динамическая сила:

,Н/мм(4.31)

где δ_F ─ коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку.

δ_F = 0,16 ─ по [2,с.49] табл. 4.2; g₀ = 5,3 ─ по [2,с.49] табл. 4.3; V=5,31 м/с; а^”_w=178,5 мм; U=3,25.

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

,Н/мм; (4.32)

где K_F ‑коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца;

F_t=1095,2H; K_F =1,52 ─ по графику [2, с.35] рис. 3.2; b=41мм.

;

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

; (4.33)

Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

(4.34)

где K_Fβ=1,52; K_Fν=1,25; K_A=1,45.

.

4.5 Параметры зубчатых колес

Конструкция кованого колеса приведена на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1 – Конструкция и основные геометрические параметры конического колеса

1. Количество зубьев Z:

Z₁=16;

Z₂=52.

2. Угол делительного конуса δ :

шестерни δ₁=17,1 º

колеса δ₂=90- δ₁=72,9º

3. Внешний окружной модуль m_te:

m_te=6 мм.

4. Внешнее конусное расстояние R_e:

R_e =163,22мм

5. Среднее конусное расстояние R_m:

R_m =R_e -0,5b=163,22-0,5·41=142,72мм

6. Средний модуль зацепления m_m:.

m_m=5,25 мм.

7. Средний делительный диаметр d_m:

d_m1=84мм;

d_m2=273мм.

8. Радиальный зазор в зацеплении С:

С=0,2· m_te=0,2·мм.

9. Внешняя высота головки зуба h_ae:

h_ae=m_te=6мм.

10. Внешняя высота ножки зуба h_fе:

h_fе= h_ae+С=6+1=7мм.

11. Внешняя высота зуба h_е :

h_е=h_ae+ h_fе=6+7=13мм

12. Внешний делительный диаметр окружности d_е:

d_е1Z1m_te=16·6=96мм;

d_е2Z2m_te=52·6=312мм.

13. Внешний диаметр окружности вершин зубьев d_ае:

d_ае1=d_е1+2h_aecosδ₁=90+26·cos17,1=111,29мм;

d_ае2=d_е2+2h_aecosδ₂=312+26·cos72,9=315,53мм.

14. Внешний диаметр окружности впадин зубьев d_fе:

d_fе1=d_е1-2,4h_aecosδ₁=90-2,46·cos17,1=82,24мм;

d_fе2=d_е2-2,4h_aecosδ₂=312-2,46·cos72,9=307,77мм.

15. Толщина обода a:

a=(2,0-4,0) h_ae=36=18мм.

16. Диаметр ступицы

d_cт=(1,6-1,8)d_вала;

d_вала1=40мм;

d_вала2=45мм;

d_cт1=1,7·40=68мм;

d_cт2=1,7·45=76,5мм;

17. Длина ступицы

l_cт=(1,2-1,8)d_вала

l_cт1=1,440=56мм

l_cт2=1,445=63мм

18. Толщина диска с связывающего ступицу и обод:

с=(1,0-1.1,2) a=1,118=19,8 мм

19. Внутренний диаметр обода D_k:

D_k=df-2a;

D_k2=307,77-2·18=260мм.

20. Диаметр отверстий в диске D_o:

;

21. Диаметр окружности центров отверстий D_oтв:

;

4.6 Силы в зацеплении конических колёс

Определение усилий в зацеплении зубчатых колес необходимо для расчета валов и подбора подшипников (рис.4.2).

Рисунок 4.2 – Силы в зацеплении конических передач

Окружная сила

(4.35)

где T₁=4610³Н·мм;T₂=14110³Н·мм;

d_m1=84 мм;d_m2=273 мм

Н;

Н.

Радиальная сила

(4.36)

где _w =20^о– угол зацепления.

Н;

Н.

Осевая сила

(4.37)

Н;

Н.