4.4 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

Расчет выполняется по тому из зубчатых колес пары, у которого меньше отношение , где Y_F – коэффициент формы зуба

Определим эквивалентное число зубьев

,

Y_F1=3,78 Y_F2=3,60

,

Меньшее отношение у колеса, расчет будем вести по нему.

Проверку зубьев на выносливость при изгибе выполняется по формуле:

Y_F2=3,60

- коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y_ε=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Fβ=1,01- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

K_Fv=1,04 – коэффициент динамической нагрузки;

< =270МПа

- условие прочности на выносливость по напряжениям изгиба

выполняется.

4.5 Проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках.

4.5.1 По контактным напряжениям

,

(т.к. улучшение),

,

4.5.2 По напряжениям изгиба

,

, где

- максимально возможное значение коэффициента долговечности;

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;

-Коэффициент запаса прочности;

=4 (т.к. сталь с объёмной термообработкой)

=1,3

=1,75

В соответствии с расчетами тихоходная ступень передачи удовлетворяет всем условиям.

5 . Расчет быстроходной ступени

Т.к. материалы тихоходной и быстроходной ступени одинаковые, следовательно, расчет и значения допускаемых напряжений одинаковы.

(см. П.4.1)

5.1 Проектный расчет на контактную выносливость

5.1.1 Межосевое расстояние

,

тогда

По ГОСТ 2185-66 принимаем

5.1.2 Выбор модуля и числа зубьев

=0,01∙125=1,25мм,

По ГОСТ 9563-60 принимаем =1,5мм

5.1.3 Определение суммарного числа зубьев z_с

, где

β=8…15 для косозубой

Принимаем β=10

5.1.4 Определение числа зубьев шестерни

z₁>z_min, нарезание колес без смещения

- число зубьев колеса,

,

Уточняем угол β

- фактическое передаточное число,

,

Найдем отклонение от заданного числа u

,

5.1.5 Определение диаметров делительных окружностей

,

5.1.6 Определение диаметров вершин зуба

,

5.1.7 Определение диаметров впадин

,

5.1.8 Определим ширину колеса

Т.к. для косозубых редукторов общего назначения ψ_ва=0,2…0,4 принимаем ψ_ва=0,315 (по ГОСТ 2185-66)

- коэффициент относительной ширины шестерни;

,

Принимаем округлением по ГОСТ 6636-69 b_w=40мм

Ширина шестерни b₁ для компенсации неточностей сборки выполняется несколько больше, примерно на 5…10мм ширины колеса:

b₁=50мм

5.2 Проверочный расчет по напряжениям

5.2.1 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

, где

Z_H - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_М - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

Z_ε - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;

K_Hα- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

K_Hβ - коэффициент, учитывающий распределения нагрузки по ширине венца;

K_HV – коэффициент динамической нагрузки;

Z_М=275 МПа^1/2, т.к. колеса стальные ;

ε_β= - коэффициент осевого перекрытия;

- коэффициент торцевого перекрытия

(передача без смещения);

Z_H=1,77cos =1,742;

Т.к. >0,9, используем Zε= ,

Zε= ,

- окружная скорость;

n=9 – степень точности;

K_Hα=1,13;

K_Hβ=1,12;

K_HV=1,01;

,

Условие на выносливость по контактным напряжениям не выполняется т.к. >5%

Увеличим ширину венца до =50мм, тогда =60мм

Условие на выносливость по контактным напряжениям выполняется т.к. <5%