10) Проверка межосевого расстояния:

11) Силы в зацеплении : (примем α = 20^о )

F_t1 = F_t2 = 1263.4956 н

F_t1 = F_t* 453.69868 н

F_a=F_t * tgβ=1263.4956*0.16573=209.3969 н

Степень точности передачи: 9

3.1.4 Проверочный расчет передачи на контактную усталость.

Контактная выносливость:

где – контактное напряжение в полюсе зацепления при K_H=1

Коэффициент нагрузки:

где =1 ̶ коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

̶ коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:

, где ω_Нv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм δ_н *g₀*ν

где δ_н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев; δ_н = 0,02

g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

ν – окружная скорость зубчатых колёс:

ν = πd_in_i/60

К_Нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач при осевом коэффициенте перекрытия ε_β ≤ 1, К_Нα=1;

ε_β – осевой коэффициент, перекрытия

ε_β = b₂*sin β/(π*m)

Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс; для стандартных колёс Z_E = 190;

Z_н – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления

Где – делительный угол профиля в торцевом сечении:

β_b – основной угол наклона для косозубой передачи:

β_b = arcsin( sinβ * cos20⁰)

α_tw – угол зацепления, для косозубой передачи без смещения:

tg α_t = tg α / cosβ

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для косозубых передач при ε_β≥1

ε_α – коэффициент торцевого перекрытия:

ε_α=(1,88-3,2*(1/z₁±1/z₂))* cosβ=1.8273

ε_β = b₂*sin β/(π*m) ; tg αt = tg α / cosβ =0,368925;

α_t= 20.25;

β_b = arcsin( sinβ * cos20⁰)=8,84009

=

ν = πd_in_i/60= 3.5259 м/с; q₀ = 7.3;

δ_н *g₀*ν =0,02*7,3*3,525* =2,72397;

=1+ =1,120730265;

=1*1,12073*1,12*1=2,64098;

|445,19 – 428,86|/445,46*100%=3,67%

Условие выполняется.

3.1.5 Проверочный расчёт передачи на изгибную усталость

δ_F *g₀*ν =0,06*7,3*3,525* =8.1719 Н/мм;

где – удельная окружная динамическая сила; δ_F – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев;

=1+ =1,120730265;

K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями =1.35 ;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий, зависящий от параметра

=1,1

=1*1.3622*1,35*1.1=2,0378;

Y_β = 1- ε_β *β/120⁰ = 1- 1.4575*0.075=-0.0343125;

Y_ε = =

^Y_FS ^{– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию} напряжений (рис. 5.5).

Для определения менее прочного звена необходимо рассчитать ^{отношение σ}_FP ^{/ Y}_FS^{, проверку производить по тому из колес пары,} у которого это отношение меньше;

^Y_β ^{– коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых передач Y}β ^{= 1 – ε}_β ^{(β / 120°) ≥ 0,;}

^Yε ^{– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косо- зубых передач при ε}β ^{≥ 1}

Определим эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса :

^Z_V1 ^{= Z}₁^{/ cos3β =23/(0,98657)3= 23,952;}

^Z_V2 ^{= Z}₂ ^{/ cos3β =115/ (0,98657)3 = 119,760645}

^{Следовательно, Y}_FS1 ^{= 3,9; Y}_FS2 ^{= 3,6 (рис. 5.5). Определим отношение σ}_FP ^{/ Y}_FS^:

^σ_{FP 1} ^{/ Y}_{FS 1} ^{= 89,743; σ}_{FP 2} ^{/ Y}_{FS 2} ^{= 87,5.}

^{Расчет по изгибным напряжениям} ведем для колеса, так как ^σ_{FP 2} ^{/ Y}_{FS 2} ^{< σ}_FP 1 ^{/ Y}_{FS 1}^:

Условие прочности выполняется: 15,535 МПа<315 МПа.