Проверочный расчет

12. Проверить пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес:

D_заг  D_пред; S_заг  S_пред (см. 3.1, п. 1 и табл. 3.2).

Диаметр заготовки шестерни D_заг = d_ae + 6мм.

Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:

S_заг = 8 m_e(m_te); C_заг = 0,5b

Предельные значения D_пред и S_пред - из табл. 3.4

Диаметры	Для прямозубой передачи	Для передачи с круговым зубом при  = 35
Делительный: шестерни колеса	dе1 = me Z1 dе2 = me Z2	dе1= mte Z1 dе2 = mte Z2
Вершин зубьев: шестерни колеса	dае1= dе1 +2(1+ xe1 ) mecos1 dае2 = dе2 +2(1- xe1 ) mecos2	dае1 = dе1 +1,64(1+ xп1 )mtecos1 dае2 = dе2 +1,64(1- xп1 ) mtecos2
Впадин зубьев: шестерни колеса	dfе1= dе1 -2(1,2- xe1 ) mecos1 dfе2= dе1 -2(1,2+ xe1 ) mecos2	dfе1 = dе1 -1,64(1,2- xп1 )mtecos1 dfе2 = dе2 +1,64(1,2+ xп1 ) mtecos2

При невыполнении неравенств изменить материал колес или вид термической обработки.

Таблица 4.6. Коэффициенты смещения x_e1 и x_п1 для шестерен конических передач

Z1	xe1 при передаточном числе u					xп1 при передаточном числе u
	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0
12 13 14 15 16 18 20 25 30 40	- 0,44 0,42 0,40 0,38 0,36 0,34 0,29 0,25 0,20	0,50 0,48 0,47 0,45 0,43 0,40 0,37 0,33 0,28 0,22	0,53 0,52 0,50 0,48 0,46 0,43 0,40 0,36 0,31 0,24	0,56 0,54 0,52 0,50 0,48 0,45 0,42 0,38 0,33 0,26	0,57 0,55 0,53 0,51 0,49 0,46 0,43 0,39 0,34 0,27	0,32 0,30 0,29 0,27 0,26 0,24 0,22 0,19 0,16 0,11	0,37 0,35 0,33 0,31 0,30 0,27 0,26 0,21 0,18 0,14	0,39 0,37 0,35 0,33 0,32 0,30 0,28 0,24 0,21 0,16	0,41 0,39 0,37 0,35 0,34 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17	0,42 0,40 0,38 0,36 0,35 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17

Таблица 4.7. Коэффициент формы зуба Y_F

Z	Коэффициент смещения режущего инструмента x
	- 0,5	- 0,4	-0,3	-0,2	-0,1	0	+0,1	+0,2	+0,3	+0,4	+0,5
17 20 25 30 40 50 60 80 100 180 	- - - 4,6 4,12 3,97 3,85 3,73 3,68 3,62 3,63	- - 4,6 4,32 4,02 3,88 3,79 3,7 3,67 3,62 3,63	- - 4,39 4,15 3,92 3,81 3,73 3,68 3,65 3,62 3,63	- 4,55 4,2 4,05 3,84 3,76 3,7 3,65 3,62 3,62 3,63	4,5 4,28 4,04 3,9 3,77 3,7 3,66 3,62 3,61 3,62 3,63	4,27 4,07 3,9 3,8 3,7 3,65 3,63 3,61 3,6 3,62 3,63	4,03 3,89 3,77 3,7 3,64 3,61 3,59 3,58 3,58 3,60 3,63	3,83 3,75 3,67 3,62 3,58 3,57 3,56 3,56 3,57 3,59 3,63	3,67 3,61 3,57 3,55 3,53 3,53 3,53 3,54 3,55 3,58 3,63	3,53 3,5 3,48 3,47 3,48 3,49 3,5 3,52 3,53 3,56 3,63	3,4 3,39 3,39 3,4 3,42 3,44 3,46 3,5 3,52 3,54 3,63

13.Проверить контактные напряжения S_H, Н/мм²:

_ = 470F_tu²_ф+1 К_нК_нК_н _,

_ d_е2 b

где а) F₁ = 2Т₂*10³/d₂ – окружная сила в зацеплении, Н;

б) К_н =1 – коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;

в) К_н - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.3 в зависимости от окружной скорости колес  = ₂d₂/(2*10³), м/с, и степени точности передачи (см. табл. 4.2);

г) значения d_е2 , мм п.10; Т₂, Н*м; _, Н/мм² ; _ ; К_н ; b, мм; u_ф ; d_2, мм (см. 4.2, пп. 1,4,7,11); ₂ - угловая скорость вала колеса редуктора или открытой передачи , 1/с (см. табл. 2.5).

Допускаемая недогрузка передачи (_  _ ) не более 10% и перегрузка (_ _ ) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса и шестерни b. Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить внешний делительный диаметр колеса d_е2, либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряжения (см. 3.1, п. 1,2 ) и повторить весь расчет передачи (см. 4.1, пп. 13).

14. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни _F1 и колеса _{F2 ,} Н/мм² :

_F2 = Y_F2Y_ F₁ * K_FK_FK_F _F2 ;

_Fb m_e(m_te)

_F1 = _F2 Y_F1/Y_F2 _F1,

где а) значения b , мм; m_e(m_te), мм; _F ; K_F ; F_1, Н см. 4.2, пп. 4,5,13;

б) K_F = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;

в) K_F - коэффициент динамической нагрузки. Определяется аналогично коэффициенту K_Н (см. 4.2, п. 13);

г) Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по табл. 4.7 интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z_1 и колеса Z_2 :

для прямозубых колес для колес с круговыми зубьями

Z_1 = Z₁/cos_{1 ;} Z_1 = Z₁/cos₁ cos³;

Z_2 = Z₂/cos_{2 ;} Z_2 = Z₂/cos₂ cos³,

где  = 35 - угол наклона зубьев;

д) Y_ =1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

е) _F1 и _F2 – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/ мм² (см. 3.1, п. 3).

Если при проверочном расчете _F значительно меньше _{F ,} то это допустимо , так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью_. Если _F  _F свыше 5%, то надо увеличить модуль m_e(m_te), соответственно пересчитать число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ и повторить проверочный расчет на изгиб (см. 4.1, п. 14). При этом внешний делительный диаметр колеса d_е2 не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи (см. 4.2, п. 10).

15. Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4.8).