2.3 Определение сил в зацепление

Определим силы, возникающие в зацепление зубьев закрытой передачи:

1. Окружная сила возникающая в зацепление на шестерне F_t1 и колесе F_t2:

F_t1= F_t2= 5360,12 Н [3,с.100,табл.6.1]

2. Радиальная сила, возникающая в зацепление:

На шестерне F_r1= F_t1* _r [3,с.100,табл.6.1] ,где

_r=(0,44* cos ₁-0,7* sin ₁) - коэффициент радиальной силы, где ₁ угол делительного конуса шестерни, [3,с.100,табл.6.1]

_r=0,44*cos(14,03624°)-0,7sin(14,03624°)=0,25709 [3,с.100,табл.6.1]

F_r1=5360,12*(0,25709)=1382,37 Н

На колесе: F_r2= F_а1=4212,09 Н

3. Осевая сила, возникающая в зацепление:

на шестерне: F_а1= F_t1* _а [3,с.100,табл.6.1] ,где

_а=(0,44* cos ₁+0,7* sin ₁) - коэффициент осевой силы, где ₁ угол делительного конуса шестерни, [3,с.100,табл.6.1]

_а=0,44*sin(14,03624°)+0,7cos(14,03624°)=0,78582 Н

F_а1=5360,12*0,78582 =4212,09 Н

на колесе F_а2= F_r1=1382,37 Н

3. Проверочный расчет зубчатой передачи

   1. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

Проверим зубья на контактные напряжения:

_H , [3,с.72]

где = 5360,09 Н [3,с.72] –окружная сила в зацеплении,

=1, коэффициент, учитывающий распределение нагрузки межу зубьями прямозубых колёс и колёс с круговыми зубьями,

-коэффициент динамической нагрузки, определяется в зависимости от окружной скорости колёс (19,02* )/2000=2,29 м/с [3,с.72] и степени точности передачи. Примем 8 степень точности для нашей передачи, тогда по таблице [3,с.65,табл. 4.3] находим значение 1,021

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колёс с круговыми зубьями =1,1,

-коэффициент, коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колёс с круговыми зубьями =1,1,

595,327 ≤ _H= 656,055

Недогруз передачи составляет (656,055-595,327)/656,055=0,0925≈9,25 % , что допустимо.

3.2 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса ,Н/мм²:

(Y_F2*Y_β*K_Fα*F_t*K_Fβ*K_F )/ *в*m_te≤ _F2 ,[3,с.72]

( * Y_F1)/ Y_F2≤ _F1

где K_Fα=1 -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс,

K_F =1,06 коэффициент динамической нагрузки, определяется аналогично по таблице [3,с.65,табл. 4.3] ,

= 5360,09 Н [3,с.72] –окружная сила в зацеплении,

Y_F2 и Y_F1 коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице [3,с.71,табл. 4.7] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z 1 и колеса Z 2:

Z 1=Z₁/cos ₁* cos³β=22/ cos * cos³35=41, 23

Z 1=Z₁/cos ₂* cos³β=88/ cos * cos³35=387, 66

Y_F1=3,7,

Y_F2=3,63

Y_β=1 –коэффициент, учитывающий наклон зуба,

K_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,

Для колёс с круговыми зубьями K_Fβ =1,08,

- коэффициент вида конических колёс, для колёс с круговыми зубьями =1,

3,63*1*1*5360,09*1,08*1,06*/1*40*2,93=190,05 МПа < _F2 =294,07 МПа

190,05*3,7/3,63=193,75 МПа < _F1 =370 МПа

Выполнение условий прочности говорит о правильном выборе материалов, их режимах термической обработки и размерах шестерни и колеса.