2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба

_FPj= ,

где _{F lim j}  предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),

_{F lim 1} =1.75HB1 = 1.75 ∙ 285.5 = 499.6 МПа

_{F lim 2} =1.75HB2 = 1.75 ∙ 248.5 = 434.9 МПа

S_Fj  коэффициент безопасности при изгибе (табл. 4.1 [1]), S_F1=1.1, S_F2= 1.7

K_FCj  коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 4.1 [1]) K_FC1=1, K_FC2=1

K_FLj  коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}= 1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6 (табл. 3.1 [1]);

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Σj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 = 0.14, _F2 = 0.14,

N_FE1 = 0.14∙2.005·10⁸=0.2801·10⁸, N_FE2 =0.14·4.455·10⁷=0.624·10⁷

K_FL1 = 1(N_FE1>N_F0), K_FL2 = 1(N_FE2>N_F0)

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1=

_FP2=

2.3. Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

a_w = (u + 1) ,

где - коэффициент вида передачи, = 410 для косозубых передач

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0.4 (ряд на с. 11 [1]).

Расчетное межосевое расстояние:

a_w = 410(4.5+1) =224.9 мм.

Округлим a_w до ближайшего большего стандартного значения (табл. 6.1 [1]). Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m = (0.01…0.02) a_w = 2

Округлим m до стандартного значения (табл. 5.1 [1]): m = 2

Суммарное число зубьев

Z = ,

где β₁=0° для прямозубых передач, β₁=12° для косозубых передач и β₁=30° для шевронных передач.

Z = = 220

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z = 220

Уточним для косозубых и шевронных передач делительный угол наклона зуба β = arccos .

Число зубьев шестерни

Z₁= = =40

Число зубьев колеса

Z₂= Z – Z₁= 220-40= 180

Фактическое передаточное число

u_ф = = =4.5

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u 4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 = %

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: Z₁ > 17 » x₁ = 0, x₂ = 0.

Ширинa венца колеса

b_w2= =0.4∙225=90

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с. 14 [1].

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 2…5 мм больше чем b_w2:

b_w1=95

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = m_n.

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j = mZ_j,

то же, для косозубых колес :

d₁ = =81,8 d₂ = =368

Диаметры окружностей вершин при x = 0

d_aj = d_j + 2m(1 + x_j):

d_a1 = 81.8+2∙2(1+0)=81.818 d_a2= 368+2∙2(1+0)=372

Диаметры окружностей впадин:

d_fj = d_j – 2m(1.25 – x_j):

d_f1 = 81.8-2∙2(1.25-0)=76.8 d_f2 =368-2∙2(1.25-0)=363

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = =0,78 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл. 8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении (учтем, что n_ст=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется):

n_ст=8