3. Определение конструктивных параметров зубчатых колес

Определяем размеры ободов дисков и ступиц колес в соответствии с рекомендациями части 1. Затем после эскизной компоновки механиз­ма с корректировок размеров и взаимного расположения зубчатых ко­лес, валов, подшипников и корпусных деталей приступают к проверке окончательных размеров зубчатых колес на контактную и изгибную прочность. Конструктивное исполнение согласно рекомендациям разд. 3. части 1.

4. Поверочный расчет передачи на контактную прочность

Условие контактной прочности:

4.1. Определение коэффициентов входящих в формулу для определения величины

4.1.1. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных повер­хностей зубьев . - для прямозубой пере­дачи со смещением

4.1.2. Коэффициент, учитывающий упругие свойства материа­лов зубьев - для стальных зубьев.

4.1.3. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контакт­ных линий в зацеплении = 1 - для прямых зубьев.

4.2. Определение удельной расчетной окружной нагрузки на зубья при расчете контактных напряжений

Скоростной коэффициент, принятый в первом приближении, , теперь определяем по формуле

где - удельная окружная динамическая нагрузка на зубья, определяемая из неравенства подстановки числовых значений:

где = 0,006 — по табл. 1.15 для прямых зубьев без модификации го­ловок при НВ = 300<350; = 47 и = 240 Н/мм - по табл. 1.16 для 7-й степени точности при т = 1,375 < 3,55 мм

Так как неравенство выполняется, окончательное значение удель­ной окружной динамической нагрузки на зубья

Тогда скоростной коэффициент

В результате после подстановки удельная окружная нагрузка

4.3. Определение расчетных контактных напряжений

4.4. Проверка контактной прочности зубьев передачи

Условие прочности удовлетворяется, зубья шестерни и колеса прочны при действии контактных напряжений.

Ввиду недогрузки зацепления по контактной прочности рабочую ширину зубчатого венца, принятую в п. 2.11 = 24 мм, можно умень­шить до величин

Тогда в соответствии с рекомендациями п.2.11 принимаем новые значения действительной ширины зубчатых венцов: = 24 мм и = 25 мм.

5. Поверочный расчет передачи на прочность зубьев по изгибу

Условия изгибной прочности для зубьев шестерни и колеса:

5.1. Определение расчетного местного напряжения у основания зуба шестерни и колеса .

5.1.2. Коэффициент, учитывающий наклон линии зуба: = для прямых зубьев.

5.1.3. Определение удельной расчетной окружной нагрузки на зубья при расчете на изгиб:

где F_t = 620 Н - по п. 4.2; b - действительная ширина зубчатого венца шестерни или колеса: b₁ = 24 мм, b₂ = 25 мм - по п. 4.4. Ко­эффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на изгиб:

где n – степень точности зацепления; – коэффициент торцевого перекрытия зубь­ев, вычисляемый согласно рекомендациям п. 2.8.4:

После подстановки получаем

Так как неравенство выполняется, принимаем = 0,81.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­грузки по ширине зубчатых венцов = 1,0264 (по п. 2.8.2), т.к. значения коэффициента одинаковы при расчете на контактную и изгибную прочность.

Скоростной коэффициент, учитывающий дополнительную дина­мическую нагрузку на зубья:

где - рабочая ширина венца, 24 мм; и - удельная окружная динамическая нагрузка на зубья, определяемая из неравенства

После подстановки числовых значений

5.1.4. Расчетные местные напряжения изгиба у оснований зубьев шестерни и колеса: