2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для зубчатых колёс определим по формуле:

[ ] = ·K_FL ·K_FC

_{Flimb j} - базовый предел выносливости по изгибу.

S_F - коэффициент безопасности.

K_HLj - коэффициент долговечности,

Согласно рекомендации [1] определяем _Flimb и S_F:

= 800 МПа.

S_F 1,65 2,3, принимаем S_F 1,975.

^{Базовое} число циклов N_F0 410⁶

_{Расчетное} число циклов перемены напряжений определим по формуле: N_FEj 60×C_j ×n_j ×t_h×KFE

_{KFE=19×1×0,55+0,879×1,15×0,25+0,839×1,2×0,2=0,67686}

для колеса z₁:

N_FE1  60××1×12000,68 3,1·10⁶

для колес z₂:

^N_FE2 60××2×1200 ×18,610⁶

_Так как N_FE1,N_FE2, >N_FO , то K_{FL1 =}K_{FL2 =}₁

_Поскольку зуб работает одной стороной, то K_{FL1 =}K_{FL2 =1}

_{Коэффициент,учитывающий двустороннее нагружения зуба : KFC=1}

^{Определяем} [ ]:

[ ]₁ = ·K_FC·K_FL= · 1·1 = 405,06 МПа.

В качестве допускаемых напряжений изгиба для передачи принимаем меньшее значение из двух полученных:

[ ]₁= 1368,5 МПа.

[ ]₁ = = 405,06 МПа.

2.4 Расчет цилиндрической передачи (2-я ступень)

2.4.1 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи.

Определяем межосевое расстояние:

.

a_w ≥ a =157

задаем коэффициент формы зуба эквивалентного колеса согласно [1]:

торцевой модуль:

округляем по ГОСТ, но не меньше m_min = 2,5 мм

Принимаем модуль m = 5 мм.

где – предварительно принятый коэффициент формы зуба.

Для шестой степени точности .

Число зубьев шестерни:

Тогда число зубьев колеса: .

Уточняем размеры диаметров делительных окружностей:

.

2.4.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Проверим зубчатую передачу на выносливость от действия контактных напряжений.

Z_Ɛ= = = 0,84

d₁ = (m×Z₁) ÷ cosβ = (5×13) ÷cos22= 70,10 мм.

d_a1 = d₁+2m(1+X₁-∆y) = 70,10+2×5(1+0,08-0,126)=79,64

d_b1 = d₁ ·cosα_t = 65,25

d₂= (m×Z₂) ÷ cosβ =(5×45)÷cos22=242,67 мм

d_a2 = d₂ +2m (1+X₂-∆y) = 242,67+2×5(1+0,24-0,126)=253,81

d_b2= d₂·cos α_t = 242, 67 ·cos 21,43 = 225,89

Уточним величину коэффициента динамической нагрузки [1]. Для этого рассчитываем окружную скорость в зацеплении:

V= = = 2,85 м/с

и назначаем 6-ю степень точности [1].

коэффициент динамической нагрузки К_v=1

K_Hα=1,04

K_β =1,22 по таблице №7

K_β=1,22

К_н= K_Hα K_β К_v=1,04 1,22 1=1,27

Ψвd=в_w÷d_m1=53÷83,52=0,63

Коэффициент торцевого перекрытия Ɛ_α определим по формуле:

Ɛ_α = (z₁ ·tgαa₁ ± z₂·tgαa₂ – (z₂±z₁)tgα_tw)

Ɛ_α = ( 13tg34,98 + 45·tg27,12 – 58·tg21,88) = 1,41.

Коэффициент α_β

α_β=в_wsinβ÷3,14m=1,22

a_w=157

α_tw=arcos(a×(cosα_t /a_w)=21,88

α_t=arctg(tg20/cos22)=21,43

2.5.2 Проверочный расчет передачи

z_v1= = _;

= 275 · z_H ·z_E · <[ ]₁=1368,5 МПа

= 275 ·1,65· = 1267,21 МПа

= ≤ [ ]₁

σ_{F1= =}169, 79≤ [ ]₁