3.4. Силы в зацеплении.

Открытая цилиндрическая прямозубая передача:

Окружная сила:

где d₂ – делительный диаметр колеса, мм.

Радиальная сила:

где =20⁰ – угол в зацеплении.

Осевая сила:

3.5. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.

Согласно ГОСТ 21354-87 расчет выполняют по условию

Контактное напряжение находим по формуле

,

Где: Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стали Z_E=190 Мпа;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,

При =20⁰, =0 , Z_H=2,5;

Z -коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колес:

,

где - коэффициент торцевого перекрытия зубьев, определяемый по выражению

Коэффициент нагрузки определяем по формуле

,

где К_А=1,1- коэффициент внешней динамической нагрузки табл.5.4 [2, с.64];

К =1,4- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии согласно рис.5.7. [2, с.64], при и выполнении передачи по схеме 1;

K_Hv- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку; по формуле

Здесь - удельная окружная динамическая сила,

Где _Н=0,06 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, согласно табл. 5.8 [2, с. 65] ;

g_о = 7,3 - коэффициент, при изготовлении по 9 степени точности (табл. 5.7) согласно табл. 5.9 [2, с.66];

м/с - окружная скорость;

нмм - удельная расчетная сила;

K_H=1, – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубой передачи.

Тогда

Выполняем проверку по условию

Определяем степень недогрузки материала по контактным напряжениям:

Условие выполнено.

3.6. Проверочный расчет зубьев по напряжению изгиба.

Для предотвращения усталостного излома шестерни и колеса следует соблюдать условие: ,

где _F – расчетное местное напряжение изгиба в опасном сечении;

_FP – допустимое напряжение.

,

коэффициент нагрузки -,

Где где К_А=1,1 - коэффициент внешней динамической нагрузки табл.5.4 [ 2, с.64] ;

К_F = 2- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при изгибе согласно рис. 5.7. [2, с.64], при и выполнении передачи по схеме 1;

K_Fv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку; по формуле

Здесь Нмм - удельная окружная динамическая сила,

Где для прямозубой _F=0,16 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

g_о = 7,3 - коэффициент, при изготовлении по 9 степени точности (табл. 5.7) согласно табл. 5.9 [2, с.66];

K_F=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2, с. 69].

Коэффициент формы зуба Y_FS выбираем в зависимости от количества зубьев: для шестерни Y_FS3=3,75 [2, с.67] и для колеса Y_FS4=3,6 [2, с.67].

Коэффициент, учитывающий наклон зуба: Y=1 для прямозубой передачи.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Y =1 для прямозубой передачи.

Для проверки по напряжению изгиба колес определяем элемент зацепления, имеющий меньшую прочность: и. Меньшую прочность имеют зубья колеса.

σ_F3 = σ_F4*Y_F3/ Y_F4= 196,1*3,7/3,6=201,5 МПа< _Fр3=271МПа

Результаты расчетов сводим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1. - Параметры зубчатых передач

Параметры	Закрытая зубчатая передача	Открытая зубчатая передача
Межосевое расстояние а, мм	180	280
Модуль зацепления m, мм	2,5	4
Ширина зубчатого венца, мм : шестерни b1 колеса b2	94 90	99 95
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	24 118	34 106
Угол наклона зубьев	9,56^0	0
Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колесо d2	60,85 299,15	136 424
Диаметр окружности вершин: шестерни dа1 колесо dа2	65,85 304,15	144 432
Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колесо df2	54,6 292,9	126 414