2.2. Расчет допускаемых напряжений

2.2.1.Расчет допускаемых контактных напряжений

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j}  предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),

_Hlim1 =2·285,5+70=641 МПа

_Hlim2=2·248,5+70=567 МПа

S_Hj  коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1]),

S_H1= 1,1 S_H2=1,1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj = 1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),

N_H01= 2,35·10^7 N_H02 =1,68·10^7

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: _h =

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ =365·8·24·0,8·0,7·0,25=6450 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_j = 60 n_j c t_h,

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с =60 ;

n_j – частота вращения j-го колеса, n₁=967 мин^-1, n₂=193,4 мин^-1;

N_1=1,48·10^8 N_2= 0,74·10^8

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Σj;

N_HE1=3,7·10^7 N_HE2=1,85·10^7

Коэффициенты долговечности

K_HL1=1 K_HL2=1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= 582,7 МПа _HP2=515,5 МПа

Для прямозубых передач _HP=_HP2, для косозубых и шевронных передач

_HP=0.45 (_HP1+_HP2) 1.23 _HP2.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP=515,5 МПа

2.2.2.Расчет допускаемых напряжений изгиба

_FPj= ,

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

_{F lim 1} =499,6 МПа _{F lim 2} =434,9 МПа

S_Fj  коэффициент безопасности при изгибе (табл. 4.1 [1]), S_F1=1,7, S_F2= 1,7

K_FCj  коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 4.1 [1]) K_FC1= 0,65, K_FC2=0,65

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 =0,14·1,48·10^8=20,72·10^6,

N_FE2 =0,14·0,74·10^8=10,36·10^6

K_FL1 = =0,760 ,

принимаем K_FL1 =1 ,

K_FL2 = =0,835 ,

принимаем K_FL2 =1.

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1=191 МПа

_FP2=166,3 МПа

2.3. Проектный расчет передачи

2.3.1. Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

a_w (u + 1) ,

где - коэффициент вида передачи, =450

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1,2.

Коэффициент ширины зубчатого венца =0,315 (ряд на с. 11 [1]).

Расчетное межосевое расстояние

Округлим a_w до ближайшего большего стандартного значения a_w = 125 мм (табл. 6.1 [1]).

2.3.2. Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m = (0.01…0.02) a_w =0,016·125=1,5

Округлим m до стандартного значения (табл. 5.1 [1]): m =1,5

Суммарное число зубьев

Z = ,

где β₁=0° для прямозубых передач, β₁=15° для косозубых передач и β₁=30° для шевронных передач.

Z =(2 160

Число зубьев шестерни

Z₁= = =26

Число зубьев колеса

Z₂= Z – Z₁=160-26=136

Фактическое передаточное число

u_ф = = =5,2

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 =100 =1,2%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0, x₂=0

Ширинa венца колеса

b_w2= =0,315·125=39,375

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с. 14 [1], b_w2=40 мм

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

b_w1=45 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая m=2