2.13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Сравнительная оценка прочности зубьев производится по допускаемым напряжениям изгиба с учетом формы зубьев передачи:

– для шестерни

– для колеса

Меньшей прочностью обладают зубья колеса.

Расчетное напряжение изгиба

где:

y_β – коэффициент, учитывающий угол наклона зуба, для прямозубых колес y_β =1;

y_ɛ – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, y_ɛ = 1 при степени точности 8 и 9;

K_F – коэффициент нагрузки

где K_FV – коэффициент динамичности нагрузки, принимаем по таблице K_FV = 1,13,

K_Fβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем по таблице K_Fβ = 1,34,

K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Fα = 1.

3.Расчет быстроходной ступени редуктора.

3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

Принимаем 2 вариант термообработки:

- т.о. колеса 3 улучшение, твёрдость 269…302 HB,

- т.о. шестерни 2 термообработка и закалка ТВЧ , твёрдость 45…50 HRC.

Марка стали одинакова для колеса и шестерни.

3.2 Определение допускаемых напряжений

Предел контактной выносливости:

- для колеса 2

,

где – среднее значение твердости рабочих поверхностей зубьев колеса 2;

- для шестерни 1

,

где – среднее значение твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни 1.

Коэффициенты запаса прочности: для колеса 2 S_H = 1,1; для шестерни 1 S_H = 1,1.

Базовое число циклов нагружений:

- колеса 2

- шестерни 1 .

Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений:

- колеса 2

- шестерни 1

Коэффициент долговечности:

Принимаем

Допускаемые контактные напряжения:

Для прямозубых цилиндрических передач за расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух значений: [σ]_H = 582,7 МПа.

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Предел изгибной выносливости:

- для колеса 2

- для шестерни 1

Коэффициенты запаса прочности: для зубчатого колеса 2 и для шестерни 1 S_F = 1,7.

Коэффициент долговечности:

принимаем

принимаем

Допускаемые напряжения изгиба:

3.4 Межосевое расстояние

Принимаем = 120 мм.

3.5 Определение модуля передачи

Модуль передачи

По стандартному ряду модулей принимаем m = 2 мм.

3.6 Определение суммарного числа зубьев

Суммарное число зубьев

Принимаем z_Σ = 120.

3.7 Определение чисел зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Принимаем 25.

Число зубьев колеса

3.8 Определение фактического передаточного числа

Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа

3.9 Диаметры колес

Делительные диаметры:

- шестерни 1

- колеса 2

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

- шестерни 1

- колеса 2

3.10 Ширина колёс

По ГОСТ 6636-69 принимаем .

3.11 Силы в зацеплении

- окружная

- радиальная

3.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Окружная скорость быстроходной передачи

Принимаем 9-ю степень точности зубчатой передачи.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для прямозубых передач

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач .

Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубатых колес, для стальных колес Z_M= 190.

Коэффициент торцового перекрытия

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач

Коэффициент, учитывающий форму сопряжений поверхностей зубьев

Расчетное контактное напряжение в зацеплении

где [σ]_H = 583 МПа.

Условие прочности выполняется.