4.2 Допускаемое напряжение изгиба:

[_F] = ,

где _FlimB - базовый предел изгибной выносливости, МПа;

[S_F] - минимальный коэффициент запаса прочности;

Y_N - коэффициент долговечности при изгибе;

s _{FlimB 1}=285+260 = 545 МПа;

s _{FlimB 6}=245+260 = 505 МПа;

[S_F]₁₂ = 1,7.

;

0,56 Принимаем 1,

0,65 Принимаем 1,

q _F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью.

N _FE1 =N _HE1 и N_FE2 =N_HE2 при постоянном режиме нагружения

N _FlimB1 =N _Flim2= 4·10 ⁶ циклов.

[_F]₁ = = 320,58 МПа.

[_F]₂ = = 297,06 МПа.

Сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается. Усталостной поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет.

5 Расчет закрытой цилиндрической передачи

Исходные данные:

- Вращающий момент на колесе: Т₂=0,34•10⁶ Н•мм;

- Частота вращения: n₁=375 мин^-1;

- Делительный угол наклона линии зуба β=0⁰

- u=3;

Для редуктора общего назначения степень точности принимаем 7,8

по табл. 4.1 методички

ψ^’ _bа=

ψ’ _bа - предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния;

ψ^’ _bd – предварительное значение коэффициента ширины венца относительно диаметра;

При симметричном относительно опор расположении колес и H<350 HB

ψ^’ _bd=1;

ψ_bm=27(коэф. Ширины венца относительно модуля);

Число зубьев колес:

Z₁=

Z_1min=17;

Z_2min=51;

K_a – вспомогательный коэффициент;

мм

Делительный нормальный модуль зубьев

a_tw=а_t=a=20⁰ - угол зацепления;

k_HB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

k_HB=1,04;

m округляем до ближайшего стандартного(табл. 2.4)

m=2.5 мм

Межосевое расстояние передачи при стандартном модуле зубьев

Уточненное значение коэффициента ширины венца

Рабочая ширина венца зубчатой передачи

Делительные и начальные параметры

Расчетная удельная окружная сила при расчете на контактную выносливость:

Удельная окружная сила:

;

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца при фактическом значении :

;

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

Окружная скорость колес на начальных цилиндрах

По таблице 4.4

;

Расчетное контактное напряжение в зоне контакта зубьев:

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_e - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

;

коэффициент торцового перекрытия;

Расчетное контактное напряжение в зоне контакта зубьев:

;

Проверка на контактную выносливость:

Проверочной расчет на изгибную выносливость

Расчетная удельная окружная сила при расчете на изгибную выносливость зубьев:

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

;

Допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса:

6 Проектировочные (ориентировочные) расчёты валов , .

Валы предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой ''улучшение'' σ _b = 880 MПа, [  _кр ]_II ^{Ст 45} =130 MПа, где - допускаемое напряжение кручения для материала вала, заниженное в 5…6 раз для учета влияния изгибающих моментов/

Вал I:.

d_ = ₃= 30,36 мм,

где Т₁- вращающий момент на I валу, Н·мм.

Принимаем:

d под подшипники = 30 мм;

d под шестерню = 32 мм;

d под шкив = 28 мм;

Вал II.

d_II = ₃= 40,81 мм,

где Т₂- вращающий момент на II валу, Н·мм.

Принимаем:

d под подшипником = 40 мм;

d под колесом = 42 мм;

d под муфту = 34 мм.

7 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач

Так как окружная скорость колеса больше 1 м/с, применяем картерную смазку погружением зубчатого колеса; при скорости V=4,3 м/с и контактных напряжениях _н = 447 мПа, согласно [5, с.130], рекомендуемая вязкость масла равна 28*10^-6 м²/с. Такой вязкостью обладает масло И-Г-А-32 по ГОСТ 20790-88.