3.1.2. Допускаемые напряжения при переменном режиме нагружения

Пределы контактной выносливости материала шестерни и колеса зависят от средней твердости зубьев шестерни и колеса:

Вычисляют пределы контактной прочности зубчатых колес при их улучшении и твердости в интервале НВ 180 - 350 по рекомендациям [1,с.90]:

Коэффициент безопасности S_н=1,1 выбирают по табл.4.6 [1, с. 90].

Коэффициенты долговечности для длительно работающего привода принимают равными единицы, т.е. К_НД1= 1,0 и К_НД2= 1,0.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса составляют:

При упрочнении зубчатых колес улучшением проектный расчет проводят по меньшему из двух допускаемых напряжений:

Численные значения пределов длительной выносливости при изгибе для материалов шестерни и колеса рассчитывают по рекомендациям [1, с.90]:

Коэффициент безопасности S_F =1,75 для материала шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба принимают по табл.4.6 [1, с.90]. Коэффициенты долговечности для длительно работающих передач принимают К_FД1 = 1,0 и К_FД2= 1,0.

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса составляют

3.1.3. Максимальные допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках

Максимальные допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба вычисляют по рекомендациям [1, с.90]:

.

Таким образом, выбран материал зубчатых колес и определены допускаемые напряжения для проектного и проверочного расчета зубчатых передач.

3.2 Проектный и проверочный расчет закрытой прямозубой цилиндрической

передачи

Исходные данные для расчета цилиндрической передачи:

- номинальный вращающий момент на ведомом валу проектируемой

цилиндрической передачи Т₃ = 235 Н·мм;

- номинальная частота вращения вала передачи n₃ = 291 об/мин;

- передаточное отношение цилиндрической передачи U = 5;

- симметричное расположение зубчатых колес относительно опор;

- коэффициент пиковой нагрузки К_П =2,4;

- допускаемые контактные напряжения при переменном режиме нагружения

[_Н] = 515 МПа:

- допускаемые напряжения изгиба при переменном режиме нагружения цилиндрического зубчатых шестерни и колеса [_F1] = 294 МПа и [_F2] = 255 МПа;

- допускаемые максимальные контактные напряжения [_{H max}] = 1512 МПа,

- допускаемые максимальные напряжения изгиба [_{F max}] = 671 МПа.

- коэффициенты долговечности К_НД =1 и К_FД = 1.

Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи

3.2.1 Расчеты межосевого расстояния передачи и ширины зубчатых колес

Предварительное значение межосевого расстояния из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитывают [1, с.98] по формуле:

где Т₃ – вращающий момент на валу зубчатого колеса (3-й вал привода), в рассматриваемом примере Т₃ = 153·10³ Нмм;

K_H – коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес K_H = 1;

_а – коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор _а = 0,4;

u – передаточное число зубчатой передачи, u = u_ЗП;

[ _Н2] – допускаемое контактное напряжение для материала зубчатого колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.

Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем α = 140 мм.

Предварительная ширина зубчатых колеса и шестерни соответствует произведению:

b΄₂ = ψ_α·α = 0,4·140 = 56 мм

b΄₁ = 1,12·56 = 63 мм

Полученные расчетные значения округляют [1, с.51] по единому ряду главных параметров редуктора b₂ = 56 мм, b₁ = 63 мм.