2.2.2.Расчет допускаемых напряжений изгиба

_FPj= ,

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

s_{F lim 1} =499,6 МПа s_{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

2.3.3. Геометрические размеры зубчатых венцов

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j = mZ_j,

для косозубых колес :

d₁ =2·26/cos(15°)=41,97 мм d₂ =2·134/ cos(15°)=208,23 мм

Диаметры окружностей вершин при x = 0: d_aj = d_j + 2m(1 + x_j):

d_a1 =41,97+2·1,5=44 мм d_a2=208,23+2·1,5=212 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j – 2m(1.25 – x_j):

d_f1 =41,97-2·1,5·1,25=35,37 мм

d_f2 =208,23-2·1,5·1,25=203,4 мм