2.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

Допускаемое изгибное напряжение:

где - базовый предел изгибной выносливости;

- коэффициент безопасности по изгибному напряжению;

- коэффициент учитывающий влияние двустороннего нагружения.

Базовый предел изгибной выносливости при улучшении:

= 1,8 HB,

= 1,8202 = 363,6 МПа

= 1,8192 = 345,6 МПа

Принимаем значение:

= 2, = 1.

Так как выбрали способ термообработки улучшение, то коэффициент эквивалентности по изгибному напряжению принимаем согласно [1]:

= 0,140

Коэффициент долговечности по изгибному напряжению:

где – базовое число циклов перемены изгибных напряжений;

–эквивалентное число циклов перемены изгибных напряжений.

Базовое число циклов:

= 4 10⁶

Эквивалентное число циклов перемены изгибных напряжений:

,

где C – число зацеплений за один оборот шестерни, колеса

число оборотов шестерни, колеса

–коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям,

=601100020000,140 = 1,6810⁷

=601925,920000,140 = 1,5810⁷.

Коэффициент долговечности по изгибному напряжению:

Т.к. ˂ 1, то= 1

Допускаемые изгибные напряжения зацепления:

4. Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи

Межосевое расстояние:

где – межосевое расстояние,

–коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния,

–коэффициент нагрузки.

Принимаем = 1,6; Ѱ_ba = 0,4;

Ширина зубчатого венца (значение округляем до целых):

= Ѱ_ba = 0,4151,1 = 60 мм,

== 60+1 = 61 мм,

где – ширина зубчатого венца.

2.5 Определение модуля и чисел зубьев:

Принимаем коэффициент формы зуба согласно [1]: Y_F = 4,

Модуль:

округляем по ГОСТ, но не меньше m_min = 1,5 мм.

Принимаем модуль m = 1,5 мм.

округляем значение z₁ = 67,

округляем значение z₂ = 134.

Фактическое передаточное отношение:

Отклонение фактического передаточного отношения:

(условия выполняются)

6. Проверка контактной прочности

Делительный диаметр шестерни:

Окружная скорость:

Принимаем коэффициент динамической нагрузки согласно [1] K_v = 1,45.

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни:

Принимаем согласно [1] = 1,01;

при переменном режиме = 0,5 (+1) = 1,005;

K = = 1,005

Проверяем контактную прочность:

[] - условия выполняются.

6. Проверка изгибной прочности

Находим коэффициент формы зуба эквивалентного колеса для шестерни и колеса от и при смещении х=0 согласно [1]:

Y_F1 = 3,62

при ,

≤[]₁ – условие выполняется;

Y_F2 = 3,60

при = 134,

≤[]₂ – условие выполняется.

6. Определение геометрических размеров

Делительное межосевое расстояние:

Делительный диаметр шестерни и колеса:

Диаметр начальной окружности:

для некоррегированной передачи а = а_w при х = 0, а

=

=

угол зацепления α_w = α = 20.

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

= + 2m =100,5 + 2= 103,5 мм

= + 2m =201 + 2= 204 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

= – 2,5m =100,5 – 2,5= 96,75 мм

= – 2,5m =201 – 2,5=197,25 мм

Диаметр основной окружности:

= cos α_w = 100,5= 94,4 мм

= cos α_w = 201=186,9мм

Делительный шаг:

= 4,71 мм

Основной шаг:

= 4,71 мм

Радиус кривизны:

мм

мм

Коэффициент торцевого перекрытия: