9. Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки

Допускаемые напряжения изгиба не вызывающие остаточных деформаций, хрупкого излома или первичных трещин при пиковых перегрузках кратковременного действия, определяются по формуле:

где – предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке, МПа [1, таблица 12]; - минимальный коэффициент запаса прочности при расчете по максимальной нагрузке, вычисляемый по зависимости:

В этой формуле – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, [1, таблица 13]; – коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, при вероятности неразрушения 0,9 (приводы общего назначения).

Тогда:

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, для шестерни , для колеса .

Для шестерни

Для колеса

2.9. Геометрические параметры закрытых передач.

1. Быстроходная передача

Делительный диаметр шестерни равен d₁=77,516 мм;

Делительный диаметр колеса равен d₂=322,481 мм.

Диаметр вершин зубьев определяется как:

где m – нормальный модуль, m=3 мм.

Тогда для шестерни:

Для колеса:

Диаметр впадин зубьев вычисляется по формуле:

Диаметр впадин зубьев шестерни:

Диаметр впадин зубьев колеса

Межосевое расстояние равно

Рисунок 3 – Геометрия зубчатого зацепления

2. Тихоходная передача

Делительный диаметр шестерни равен d₁=50,350 мм;

Делительный диаметр колеса равен d₂=349,650 мм.

Нормальный модуль m=2,750 мм.

Диаметр вершин зубьев

Для колеса:

Диаметр впадин зубьев шестерни:

Диаметр впадин зубьев колеса

Межосевое расстояние равно

3. Проверочные расчеты закрытых передач.

   1. Проверочный расчет цилиндрической передачи на выносливость активных поверхностей зубьев.

Проверочный расчет тихоходной передачи на контактную выносливость:

Уточняем :

Уточняем_.

Окружная скорость в зацеплении, м/с:

где d₁ – делительный диаметр шестерни, d₁=50,350 мм;

Поскольку данная передача является передачей общего машиностроения, не требующая высокой точности, выберем 8 степень точности.

Перекрытие зубьев характеризуется коэффициентом торцевого перекрытия ε_α и коэффициентом осевого перекрытия .

Коэффициент торцового перекрытия вычисляется по формуле

где z₁,z₂ – число зубьев шестерни и колеса; β – угол наклона зубьев.

Коэффициент осевого перекрытия

Суммарный коэффициент перекрытия:

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления примем равным 1,08 [1, рис.12].

Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, определяется по формуле:

где – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

– вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Н∙м; – коэффициент, учитывающий влияния вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев, =0,004 [1, таблица 16]; – коэффициент, учитывающий влияние разности шага зацепления зубьев шестерни и колеса, =56 [1, таблица 17]; – передаточное число передачи.

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм,

Коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубой передачи с коэффициентом осевого перекрытия

Расчетное контактное напряжение определяется как:

где – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полосе зацепления, =2,47 [1, рис.13]; – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, =190.

Условие выполнено.