2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемое напряжение изгиба для каждого зубчатого колеса определяются по формуле :

где: – базовый предел выносливости по изгибу, Мпа;

– коэффициент безопасности по напряжениям изгиба;

k_FL – коэффициент долговечности;

k_FC – коэффициент, учитывающий условия нагружения зуба.

Базовый предел выносливости по изгибу для цементированных зубьев принимаем = 800 Мпа. Паскаль

Так как поломка зуба является катастрофическим видом разруше­ния, то запасы прочности по напряжениям изгиба принимаются доста­точно большим –

S_F = 1,8.

Базовое число циклов перемены напряжений будет N_FO = 4 10⁶ .

Коэффициенты долговечности при расчёте по напряжениям изгиба определяются по формуле :

,

где N_FO – базовое число циклов перемены напряжений изгиба;

N_FE – эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.

При большой длительности эксплуатации, когда N_FE > _NFО, вводится ограничение k_FL > 1. При кратковременной работе передачи значение коэффициента долговечности также ограничивается ‒ k_HL < 1,63 (для закалённых передач).

Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба опреде­ляется по формуле :

N_Fej = 60 c₁ n₁ t_h ,

где c_j – число нагружений зуба за один оборот j-го зубчатого колеса;

n_j – частота вращения j-го зубчатого колеса, об/мин; t_h – долговечность, час.

Рассчитаем эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба для зубчатых колёс 1 и 2:

Для шестерни 1:

c₁ = 1; n_j = n₁;

N_FE1 = 60 c₁ n₁ t_h = 60 1 2200 = 116 000 000 точка и 10⁶

Для зубчатого колеса 2:

c₂ = 1; n_j = n₂;

N_FE2 = 60 c₂ n₂ t_h = 60 1 310 2200 = 40 920 000 точка и 10⁶

Коэффициенты долговечности по напряжениям изгиба:

;

.

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны :

; Паскаль Мпа. Паскаль

2.4 Расчет цилиндрической прямозубой передачи

2.4.1 Определение основных параметров передачи из условия прочности

Принимаем коэффициент нагрузки k' = 1,26 ;

коэффи­циент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстоя­ния Ψ’ba = 0,4 .

Межосевое расстояние передачи определяется по формуле :

Принимаем a_w =175 мм .

Определяем рабочую ширину зубчатого венца :

b^’_W = Ψ’ba а w = 0,4 175 = 70 мм.

Округляем до b_w = 70 мм .

2.4.2 Определение модуля и числа зубьев

Коэффициент формы зуба принимаем Y^’_F1 = 4,0.

Модуль зацепления определяем по формуле:

мм.

Принимаем m = 3,5 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₁:

,

принимаем z₁ = 26.

Определяем число зубьев зубчатого колеса z₂ :

принимаем z₂ = 74 .

Определяем фактическое передаточное отношение :

Определяем погрешность вычисления :

,

погрешность находится в допустимых пределах.