7.2. Допускаемые изгибные напряжения
Определяем допускаемые изгибные напряжения для шестерни
,
(7.3)
где предел
выносливости
коэффициент запаса
определяем по таблице 2.3 [1 стр. 8];
- для улучшения;
=
1,75;
=
4∙106;
=
1 так как передача нереверсивная.
Так как
,
то
=
1,
.
Определяем допускаемые изгибные напряжения для колеса
;
=
1,75;
=
4∙106;
=
1, так как передача нереверсивная.
;
так как
,
то
=
1.
.
Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:
.
8. Расчет цилиндрической косозубой передачи
Усталостное контактное выкрашивание (питтинг) рабочих поверхностей зубьев – наиболее характерный и опасный вид повреждений для колес закрытых зубчатых передач, имеющих поверхностную твердость зубьев не более 50 НRC и работающих при наличии в их зацеплении интенсивной жидкой смазки.
Этот вид прочностных расчетов проводят для передач, работающих в герметично закрытых корпусах с обильной смазкой, имеющих колеса с твердостью зубьев не выше 45...50 HRC.
Проектировочный
расчёт ведём по условию контактной
выносливости зубьев. В результате этого
расчёта определяется максимальный
диаметр делительного конуса колеса
,
мм.
8.1 Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи
Ориентировочное значение межосевого расстояния вычисляют по формуле:
где
Кa
– вспомогательный коэффициент,
МПа1/3.Согласно
ГОСТ 21354-87 для косозубых передач
МПа1/3;
U
– передаточное число рассчитываемой
ступени редуктора:
;Т2
ном –
номинальный крутящий момент на колесе
рассчитываемой передачи, Нм:
Нм;
КH'
– ориентировочное значение коэффициента
концентрации контактных напряжений по
площади контакта зубьев взаимодействующих
колес, определяется по графикам из [3,
с. 36]: КH'=1.2;
,
коэффициент относительной ширины зубьев
колес, величину которого регламентирует
ГОСТ 2185 – 66:
(так
как колеса улучшенные); bw
– рабочая
ширина зубчатых венцов колес; aw
– межосевое расстояние передачи; HР
– расчетное значение допускаемых
контактных напряжений, МПа.
Тогда:
По рекомендации
[3, с. 246] выбираем стандартное рекомендуемое
межосевое расстояние:
Назначаем нормальный модуль по соотношению
mn = (0,01…0,02)·а>2 мм.
mn = (0,01…0,02)·125 = (1,25 …2,5) мм.
По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный m = 2,0, так как для силовых передач m=2,0 мм.
Определяем число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Сos100
z1
=
29,6>16,74.
Принимаем z1 = 39.
Число зубьев колеса
z2 = u·z1 = 3,15·29 = 91,4 принимаем 91.
Уточняем передаточное число
uф
=
Отклонений от требуемого u нет (допускается 4%).
Уточняем угол наклона зубьев
Определяем
диаметры делительных окружностей колёс
d1
= mn
·z1/Cos
= 2·29/ Cos 16,16 = 60,4мм.
d2 = mn ·z2/Cos = 2·91/ Cos16,16=189,6мм.
Проверка межосевого расстояния
а = 0,5·(d1+d2) = a.
а = 0,5·(60,4+189,6) = 125 мм. = а= 160 мм.
Определяем ширину зубчатых колёс
bW = ba·a = 0,315·125 = 39,4 мм.
По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения по ряду Ra20
b2 = 40 мм.
Ширину зубчатого венца шестерни назначим на (5…8) мм больше
b1 = b2+(5…8) = 40+(5…8) = 45…48 мм. принимаем
b1 = 45 мм.