Проектировочный расчет из условия сопротивления контактной усталости поверхностей зубьев.

3.1.1) Задаем материал и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Материал шестерни и колеса: сталь 45, термообработка «улучшение». Твердость шестерни , колеса [2.C.5].

3.1.2) Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес:

,

[2.C.5],

.

при термообработке «улучшение».

,

[2.C.7];

;

циклов;

циклов.

Так как .

;

;

- на этапе проектировочного расчета

;

.

Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых колес

Так как вышел за пределы (1…1,23) , согласно [2.C.6] принимаем =416МПа.

3.1.3) Коэффициенты ширины зубчатого венца относительно диаметра (_bd) и относительно модуля (_bm):

^’_bd=1,0, _bm=30; [2.С.9].

3.1.4) Предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

=2_bd/(u+1)=21/(3+1)=0,5;

3.1.5) Числа зубьев колес: Z₃=_bm/_bd=30/1,0=30;

Z₄=Z₃u=303=90;

Проверяем отсутствие подрезания зубьев колес:

Так как Z₃ и Z₄>Z_min, подрезание зубьев колес не будет.

3.1.6) Коэффициент концентрации нагрузки: k_н=1,04 [2.С.10];

3.1.7) Определяем предварительное межосевое расстояние:

= мм,

где k_а=430 – вспомогательный коэффициент,

3.1.8) Уточненное значение передаточного числа

u= .

3.1.9) Делительный нормальный модуль зубьев

M =

3.1.10) Округляем модуль до стандартного: m=1,5 мм [2.С.11]

3.1.11) Межосевое расстояние передачи при стандартном модуле зубьев

3.1.12) Уточненное значение коэффициента ширины венца

3.1.13) Рабочая ширина венца зубчатой передачи

3.1.14) Геометрические и кинематические параметры колес:

- делительные диаметры

- начальные диаметры

;

;

-диаметры впадин

- диаметры вершин

;

-основные диаметры

;

-углы профилей зубьев на окружности вершин

;

;

-коэффициенты торцового перекрытия

;

- осевой шаг зубьев

- коэффициент осевого перекрытия

- суммарный коэффициент перекрытия

- основной угол наклона линии зуба

- окружная скорость колес на начальных цилиндрах

.

3.1.15) Назначаем степень точности передачи 8, так как

меньше 10 м/с [2.C.12].

Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

3.1.16) Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления

,

Для стальных колес =190 [2.C.13];

Так как >1 [2.C.13].

Н.

,

;

При , и <350 HB и симметричном расположении обоих колес относительно опор ;

;

;

,

3.1.17) Уточненное значение расчетного допускаемого контактного напряжения

3.1.18) Проверка сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости

.

Сопротивление зубьев контактной усталости обеспечивается, так как допускается 5% перегрузки. Усталостного выкрашивания зубьев не будет.

Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

3.1.19) Напряжение изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса

,

- коэффициент учитывающий форму зуба. При X₃=0 и числе зубьев эквивалентного колеса Z_v3 =Z₃/cos³β=30/cos³21°=37 . При X₄=0 и Z_v4=90/ cos³β = 90/ cos³21°=111

– коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев.

Принимаем ;

– коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев. Так как .

– коэффициент нагрузки при расчете на изгиб.

где

;

При ; .

;

;

3.1.20) Допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба:

- базовый предел изгибной выносливости, МПа;

[S_F] - минимальный коэффициент запаса прочности;

Y_N - коэффициент долговечности при изгибе;

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

Y_X - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

Y_Z - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

Y_g- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

Y_d - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности;

;

.

.

принимаем 1;

принимаем 1;

= 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью .

= = циклов .

при постоянном режиме нагружения, так как .

Y_R = 1 для неполированных зубьев.

Y_{X 3} = 1,05 – 0,000125d₃=1,05 – 0,000125 48,2=1,044;

Y_X4 = 1,05 – 0,000125d₄=1,05 – 0,000125144,6=1,032;

Y_A = 1, при одностороннем приложении нагрузки;

Y_Z = 1 для поковок;

Y_g3=Y_g4 = 1, если переходная поверхность не шлифуется;

Y_d3=Y_d4 =1, если переходная поверхность не подвергается деформационному упрочнению.

;

.

3.1.21) Проверка сопротивления зубьев усталости при изгибе

Сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается. Усталостной поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет.